JP4215365B2 - Spindle motor and magnetic disk device using the same - Google Patents

Spindle motor and magnetic disk device using the same Download PDF

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Abstract

A spindle motor for magnetic disc device includes a hub having an inside and an outer peripheral side on which a magnetic disc is mounted, a rotary shaft having an axial direction and coupled with the hub so as to be integrally rotated therewith, with the motor being arranged on the inside of the hub. The hub, the rotary shaft and a part of the motor constitute a rotary body. A radial bearing having a length in the axial direction of the rotary shaft, for supporting the rotary body in a direction crossing the rotary shaft, and a thrust bearing for supporting the rotary body in the axial direction of the rotary shaft are provided. The thrust bearing has an outer diameter greater than the length of the radial bearing, and is arranged at a position which is inside of the motor and diametrically inward of the hub.

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、情報処理装置の磁気ディスク装置に係り、特に、耐衝撃性を強化した薄型のスピンドルモータを有する磁気ディスク装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
情報処理装置としての磁気ディスク装置は、大容量化や情報の記録の高密度化が進められている。特に、パーソナルコンピュータ、電子カメラその他の携帯型電子装置に使用される磁気ディスク装置は、可搬性が重視されると共に、薄型化、耐衝撃性、低騒音化、低消費電力化などが要求されている。
【０００３】
ところで、従来磁気ディスク駆動用のスピンドルモータは、玉軸受を使用して精密な回転を維持し、磁気ディスク装置の大容量化や情報の記録の高密度化を図ってきた。しかし、玉軸受を用いた磁気ディスク駆動用スピンドルモータは、回転精度の向上に限界がある。そこで、特開平６−２２３４９４号公報や特開平１０−２６７０３６号公報、特開平１０−１４６０１４号公報に開示のように、動圧軸受を用いた磁気ディスク駆動用スピンドルモータが提案されている。すなわち、動圧軸受を用いることで回転精度の向上を図ると共に、モータの取付姿勢や可搬性の要求から、モータの磁気吸引力を用いて軸方向の位置決めを行うものである。
【０００４】
また、パーソナルコンピュータや電子カメラへ磁気ディスク装置を設けると、取付け時や可搬時に落下させて衝撃力が作用することもあり、衝撃が作用しても情報の記録、再生機能を維持できるようにしておく必要がある。耐衝撃性は、玉軸受では、５００Ｇ程度であるが、最近のノート型パーソナルコンピュータに要求されている耐衝撃性が１０００Ｇ（落下時）にもなると動圧軸受しか対応できない。
【０００５】
動圧軸受は、通常回転軸ないしは軸受面に動圧発生用のへリングボーン溝を設けて、軸の回転により軸受面に発生する流体圧力で回転軸を支持する軸受である。特開平６−２２３４９４号公報や特開平１０−２６７０３６号公報では、精度よく回転体を支持するために通常２個の軸受を用いた構成が開示されている。また、特開平１０−１４６０１４号公報には、１個の軸受で回転体を精度よく支持するために軸受内径Ｄと軸受幅Ｌの関係をＬ／Ｄ＞１とし、必要な軸受剛性を持たせたものが開示されている。上記の軸受装置を磁気ディスク駆動用スピンドルモータに用いると、玉軸受を用いたモータに比較して、より精密な回転が得られると共に低騒音化、耐衝撃性向上が図れる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、電子装置に搭載される磁気ディスク装置は、装置の姿勢や取り扱いが特定されないため、これらを配慮した磁気ディスク装置が必要である。また、ノート型のパーソナルコンピュータでは、これに加え薄型化が進められており、装置の筐体の高さが１２．５ｍｍから９．５ｍｍ、６．５ｍｍといった寸法になっている。従って、動圧軸受を採用しても、従来の動圧軸受では、軸方向の寸法の制約から必要な軸受剛性がえられなくなってきている。
【０００７】
すなわち、磁気ディスク駆動用のスピンドルモータは、軸受で回転軸の振れを０．５μｍ以下に抑制し、磁気ディスクを精度よく支持する必要がある。ところで、装置の筐体の高さ寸法が１２．５ｍｍから９．５ｍｍ、６．５ｍｍと薄くなるに従い軸受部の軸方向の高さもそれに対応して３ｍｍ〜５ｍｍまたは３ｍｍ〜６ｍｍという寸法になる。このような軸受部又は軸受装置の寸法になると軸受幅が短くなるため、必要な軸支持剛性が得らず、動圧軸受を２個配置することも困難となる。特に、筐体の高さが６．５ｍｍにもなると、玉軸受といえどもこれに対応できる薄い玉軸受が市販されていない。このため、特殊な仕様の軸受になりコスト高になるばかりでなく、耐衝撃性が低下するなどの問題を抱えている。
【０００８】
さらに、パーソナルコンピュータに取り付けられる磁気ディスク装置では、後で説明するように、磁気ディスクがセンタークランプ方式で回転軸を利用して固定されるものが多い。このため、それらの磁気ディスク装置では、回転軸の最少直径が、磁気ディスクに作用する衝撃荷重とクランプねじの寸法との関係から、３ｍｍ以上になる。また、軸受の半径隙間は磁気ディスクと情報を読み書きするヘッドとのスぺーシング寸法の制約から、２μｍ以下に押さえて静止時の回転軸の倒れ角を小さくする必要がある。一方、ラジアル軸受２個で振動を抑制している従来の軸支持機構では、装置の筐体の高さ寸法が１２．５ｍｍから９．５ｍｍ、６．５ｍｍと薄くなるに従い、必要な軸支持剛性を得るために、回転軸の直径を少なくとも４ｍｍ以上にする必要がある。しかし、従来の軸支持機構では、回転軸の直径を最少径で３ｍｍから４ｍｍにすると軸受損失が増大し、パーソナルコンピュータその他の電子機器への適用が困難になる。
【０００９】
また、装置の筐体の高さ寸法が９．５ｍｍや６．５ｍｍになると軸受装置のシールは、寸法の制約から一つのシール部品ではスピンドルモータに封入した潤滑油の漏れを防止することが難しい。特に、磁気ディスク装置は、ディスクの汚染が許されないので、動圧軸受を用いた磁気ディスク駆動用スピンドルモータは、油漏れに対する工夫が必要であり信頼性の高いシールが必要となる。
【００１０】
一方、動圧軸受を用いると軸受から回転音は発生しないが、特開平１０−２６７０３６号公報に開示のモータでは、モータ固定子の磁気中心とモータ駆動用マグネットの磁気中心をずらして軸方向に磁気予圧を与えているので、電磁音が発生する可能性がある。特開平６−２２３４９４号公報に開示のモータでは、スラスト軸受面で軸方向の位置決めを行ってモータの磁気中心を一致させ、モータ駆動用マグネットの端面に対向した位置にリング状の磁性板を配置し、磁気吸引力によって軸方向に予圧を与えるため、電磁音はほとんど発生しない。この構造は、薄型モータになるとモータ駆動用マグネットの端面と磁性板の隙間も０．１ｍｍ前後になるので、隙間の管理が難しくなり、一定した磁気吸引力が得られなくなることがある。従って、動圧軸受といえども薄型磁気ディスク装置への適用には上記した問題を抱えている。
【００１１】
本発明は、上記した従来技術の課題に鑑みなされたもので、動圧軸受の特徴を活かした薄型、耐衝撃性、低騒音、低消費電力のスピンドルモータと、前記スピンドルモータを適用した磁気ディスク装置を提案し、動圧軸受を用いた可搬性に優れたパーソナルコンピュータその他の電子装置を提供することを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明は、第一に振動抑制手段として１個の動圧ラジアル軸受と動圧スラスト軸受によって回転軸を回転自在に支持するとともに、回転軸に作用する不釣り合い力による振動成分のうち軸の並進モードをラジアル軸受で受け、コニカルモードをスラスト軸受で受けて高精度の回転を維持する構造とした。すなわち、回転体の不釣り合い力によるモーメント荷重を、スラスト軸受で発生する動圧によるモーメント剛性とバランスさせ、コニカルモードの振動を抑制すると共に、前記のように並進モードをラジアル軸受で受ける構成とし、軸受内径に対して軸受幅Ｌの関係をＬ／Ｄ＜１にして磁気ディスクを精度良く支持している。
【００１３】
ここで、軸受幅Ｌとは、軸受作用を担う軸受面において回転軸の軸方向に計った、端部の面取り部分の寸法を除く、有効軸受幅をいう。また、軸受内径（Ｄ）とは、軸受作用を担う軸受面のラジアル方向に計った直径、つまりスラスト軸受の外径或いはラジアル軸受の内径のことをいう。
【００１４】
本発明では、前記ラジアル軸受とスラスト軸受で受ける構造とし、スラスト軸受の軸受剛性とラジアル軸受の損失から動圧ラジアル軸受の内径を約４ｍｍから約５ｍｍとし、内径Ｄと軸受幅Ｌの関係をＬ／Ｄ＝０．２〜０．５に最適化し、軸受損失の低減を図りつつ磁気ディスクを精度よく支持した。
【００１５】
すなわち、従来のこの種のモータでは、軸の曲げ剛性と軸受損失の面から回転軸の直径を決めている。本発明のモータではロータの不釣り合い力によるモーメント荷重をスラスト軸受のモーメント剛性から回転軸の直径を決めている。従って、本発明の磁気ディスク装置では、動圧スラスト軸受の外径或いは動圧ラジアル軸受の軸受内径Ｄと軸受幅Ｌの関係が０．２≦Ｌ／Ｄ＜１とし、スラスト軸との組合わせで精密な回転を維持できるようにした。
【００１６】
さらに、これに加えスラスト軸受のモーメント剛性を利用し、衝撃荷重と軸受損失の面からラジアル軸受の軸受幅Ｌを１ｍｍないしは２ｍｍ以下に小さくして軸受機能を損なわない範囲で軸受損失を低減すると共に、軸受幅を短くすることによるラジアル軸受の剛性低下をラジアル軸受の軸受内径Ｄを約４ｍｍから約５ｍｍに大きくすることによってスラスト軸受のモーメント剛性を高めて、精密な回転を維持しつつ軸受損失の低減も可能にした。
【００１７】
また、第一の手段に加え磁性流体を軸受の潤滑油として使用し、透磁性の（透磁率の高い材料の）又は磁性材からなる回転軸と、透磁性又は磁性材のラジアル軸受及びスラスト軸受を用い、永久磁石をラジアル軸受とスラスト軸受間に配置した。これにより、軸受及び磁性流体を磁化して軸受摺動面に磁性流体を保持させ、確実な潤滑を行わせると共に磁気吸引力によって封入した磁性流体を軸受装置の外に漏れない構造とした。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施例について説明する。図１は、ノート型パーソナルコンピュータの部分断面図を示したものである。
【００１９】
パーソナルコンピュータは、液晶パネルからなる情報を表示する表示部２７と、キーボード２３や磁気ディスク装置１、電子部品２５と電子部品２５等を搭載した基盤２４等が配設されている本体部２２からなる。この本体２２の厚さＨ1は最近では２０ｍｍ程度まで薄型化が進められている。本発明は、これより薄いパーソナルコンピュータを実現するために、本体部２２に内臓する磁気ディスク装置１を薄くしたものである。磁気ディスク装置１を薄くするために、本発明では搭載される磁気ディスクドライブ用のスピンドルモータＡの高さを１０ｍｍ以下の寸法にした構成とした。以下、どのようにしてスピンドルモータの薄型化を図ったかを説明する。
【００２０】
図２は、パーソナルコンピュータ等に用いられる本発明の磁気ディスク装置の外観を示す斜視図である。
【００２１】
磁気ディスク装置１の主構成は、筐体２の中に情報を記録する磁気ディスク３と、この情報を記録、再生するためにキャリッジ７の先端に設けられた磁気ヘッド６と、磁気ディスク３を駆動するスピンドルモータＡからなっている。この磁気ディスク３は、センタークランプ方式で固定され、図のようにスピンドルモータＡにクランパー４を介してクランプねじ5で固定されている。この図では、筐体２に取り付けられるカバーは説明の関係で図示していないが、筐体２の高さＨ2はディスクトップタイプのパーソナルコンピュータでは、１２．５ｍｍ前後の寸法のものがよく用いられている。ノート型のパーソナルコンピュータではＨ2＝９．５ｍｍ及び６．５ｍｍ前後の寸法になる。
【００２２】
図３は、本発明の一実施例を示す磁気ディスク装置１のスピンドルモータ部の縦断面図である。
【００２３】
磁気ディスク３を駆動するためのスピンドルモータＡは、ハブ１１の内周に多極着磁のロータ磁石１２と磁界発生用の電機子巻線１４と電機子鉄心１３から構成されている。電機子鉄心１３は筐体２の凸出部に勘合されている。ハブ１１には、直径５ｍｍ前後の透磁性の回転軸６が締結され、磁気ディスク３がクランパー４を介してクランプねじ５によってハブ１１に固定されている。また、軸受部は非磁性の軸受ケース１０の開口部側から、リング状の蒸発抑制板１６と、軸受幅２ｍｍ以下の透磁性の動圧ラジアル軸受７と永久磁石８とストッパーリング１５と透磁性のスラスト軸受９を同軸上に配置し、潤滑用の磁性流体１９が封入されている。従って、磁性流体１９は、永久磁石８によって磁力を受けるので、通常の取り扱いやスピンドルモータＡの回転時には漏れることはない。
【００２４】
また、本実施例では磁気ディスク装置１に衝撃が作用し、軸受装置に封入した磁性流体１９が軸受ケース１０の開口部側に配置したリング状の蒸発抑制板１６の端面とハブ１１の面とで構成された隙間に飛散した場合、磁性流体１９がモータ固定子１３の方に飛散しない構成としている。すなわち、軸受ケース１０の開口端部と対向するハブ１１の面に、図１０に示すようならせん溝１７を設け、ハブ１１の回転によって前記した隙間に飛散した磁性流体を引き戻すようにしている。このらせん溝は、リング状の蒸発抑制板１６の端面に設けても同等の作用効果を奏する。
【００２５】
図４は、軸受部又は軸受装置の断面を示した図である。
【００２６】
ハブ１１に締結された回転軸６は、軸受ケース１０に磁性流体１９を保持するための永久磁石８の両端に配置した、動圧ラジアル軸受７と動圧スラスト軸受９によって回転自在に支持され、回転軸６の端面で軸方向の荷重を支持している。さらに、スラスト軸受９とラジアル軸受７との間に、ストッパーリング１５の外周側が挟み込まれている。ストッパーリング１５の内周側は、軸６に設けた溝の部分に非接触状態で配置し、軸６が軸方向に抜けないようにしている。また、軸受ケース１０の開口部には蒸発による磁性流体１９の減少を抑制するために、リング状の蒸発抑制板１６（軸６との隙間は１０μｍ〜２０μｍ）を設けてある。ラジアル軸受７の端面と蒸発抑制板１６との間には、空間１８を設けている。
【００２７】
軸受部には、磁性流体１９がラジアル軸受７の上端面かそれよりも若干下部に至る位置まで封入してある。なお、空間１８は磁性流体１９の温度上昇による体積膨張を吸収するために設けたものである。空間１８も軸方向の寸法の制約を受けるので、図のように軸受外径よりも大きい径の空間を構成するなどの工夫をしている。
【００２８】
次に、本実施例の軸受部の機能をさらに詳しく説明する。ラジアル軸受７とスラスト軸受９とストッパーリング１５と回転軸６とを透磁性の材料を用いて、軸受部に配置した永久磁石８（軸方向に磁極ＮＳとした着磁）で磁化している。従って、図４に示すように点線Ｍで示す磁束の流れになる。このため、軸受部に封入した磁性流体１９は、ラジアル軸受面及びスラスト軸受面に磁気吸引されて捕捉される。また、回転軸６の端面とスラスト軸受９の面は、磁気通路を構成しているので、磁気吸引力が作用する。この軸方向に作用する磁気吸引力は、磁気ディスク３やハブ１１等の回転部材の重量（パーソナルコンピュータの磁気ディスク装置では３０ｇ前後）の３倍から５倍の予圧力になるように設計している。
【００２９】
従って、スピンドルモータＡは、取付姿勢に関係なく、磁気吸引力で磁気ディスク３を軸方向に精度よく位置決めする。そして、本構成のスピンドルモータでは、スラスト軸受面で軸方向に位置決めするため、ハブ１１に取り付けられたロータ磁石１２の磁気センターと電機子固定子１３の磁気センターを一致させることができ、回転中電磁音がほとんど発生しない。同時に、磁性流体１９は永久磁石８によって磁化されているので、軸受部に封入した磁性流体１９は軸受装置の外に漏れることがない。
【００３０】
図５は、動圧ラジアル軸受７の形状を示したものである。軸受７は、軸受内面と軸受両端面と軸受外周面を連通する油溝２０を３箇所設けている。軸受７に設けた油溝２０の間の軸受内面は、回転軸６と同心の円弧半径で加工された同心円弧部θ（２０°から３０°）と回転軸６と非同心の円弧半径で加工された非同心円弧部で結ばれており、この二つの円弧面からなる複合円弧面を持つ軸受である。ここでは、この軸受を複合三円弧軸受と呼ぶ。
【００３１】
複合三円弧軸受は、軸６の回転によって軸受面に捕捉されている磁性流体１９の油膜の楔作用によって図に示す動的流体圧力ＰR（動圧と呼ぶ）が発生する。従って、軸６はこの軸受面３箇所の動的流体圧力ＰRによって支持される。この動圧ラジアル軸受７は、鉄系ないしは鉄−銅系の焼結材を用いて精密成形加工によって作られている。また、この動圧ラジアル軸受７は、鉄系ないしは鉄−銅系の焼結材を用いているので、軸受部に配置した永久磁石８により磁化されるので、磁性流体１９が軸受面に捕捉される。
【００３２】
また、この複合三円弧軸受は、軸受面に回転軸６と同心の円弧半径で加工された同心円弧部θを持たせているので、１０００Ｇの衝撃が作用したてもこの同心円弧部で衝撃力を受けるので軸受面が変形することがなく、軸受性能は損なわれない。また、この動圧ラジアル軸受７は、前記のように軸受内径Ｄと軸受幅Ｌの関係をＬ／Ｄ＜１とし、スラスト軸受９と組合わせでスピンドルモータＡの振動を抑制している。
【００３３】
図６は、動圧スラスト軸受９の形状の一実施例を示したものである。軸６を支持する軸受摺動面には、テーパランド軸受面Ｔを構成し、動圧が発生するようにしている。図７（ａ）は、テーパランド軸受面Ｉ−Ｉの断面を示したもので、図７（ｂ）はII−II断面、すなわち、半径方向の断面を示したものである。（ａ）に示すように、軸受面の周方向にテーパ面Ｔと非テーパ面Ｗを設けて軸６の回転によりラジアル軸受と同様動圧ＰTを発生させ、軸方向の荷重を支持している。
【００３４】
図７（ｂ）の実施例では半径方向にＷと同一平面となる平面Ｌを持たせて荷重支持能力を高めている。このテーパランドスラスト軸受９は、平面Ｌで示したランド部を設けなくても動圧ＰTが発生するので必要に応じてランド部を設ければよい。また、このテーパランドスラスト軸受９は、テーパランドの周方向の長さとテーパ深さ寸法によって軸受損失が決まるので、テーパランドの周方向の長さとテーパ深さを大きくすることによって損失低減が図れる。
【００３５】
軸６が回転すると、スラスト軸受面は起動、停止時に瞬時ではあるが接触摺動するので、長期間起動停止を繰り返すと軸受面が摩耗する。従って、本発明ではスラスト軸受面にはＴiＮやＴiＣなどのセラミックコーティングして摩耗の防止を図っている。また、スラスト軸受９は、ラジアル軸受７と同様、軸方向の衝撃に対して平面で衝撃力を受けるので、１０００Ｇの衝撃が作用しても軸受性能は損なわれることがない。
【００３６】
上記の実施例の軸受装置は、従来の磁気ディスクドライブ用スピンドルモータに適用されている軸受装置の構成とは異なり、以下に説明する軸支持機構で磁気ディスク３を精度よく支持するものである。すなわち、本発明の磁気ディスク装置は、前記のように筐体の高さＨ2がディスクトップタイプのパーソナルコンピュータでは、１２．５ｍｍ前後の寸法になる。ノート型のパーソナルコンピュータではＨ2は９．５ｍｍ及び６．５ｍｍ前後の寸法になる。従って、軸方向の寸法の制約から軸受ケース１０の寸法は５ｍｍ前後の高さになるので、ラジアル軸受の幅Ｌが１ｍｍ〜２ｍｍ程度になる。一方、従来のラジアル軸受を２個配置している軸受では、動圧グルーブ軸受といえども本発明の軸受部に比較して軸受幅が狭くなるので、軸６を精度良く支持するだけの軸受剛性を与えることが困難になる。
【００３７】
具体的に図８を用いて説明する。図８は、本発明による軸支持機構の振動モデルを示したものである。
【００３８】
本発明の軸支持機構は、図のように１個のラジアル軸受７（ばね定数ＫＲ）で並進モードの振動を抑制し、コニカルモードの振動はスラスト軸受９（ばね定数ＫＴ）によって抑制している。すなわち、スラスト軸受のモーメント力はスラスト軸受面の軸方向の微小変位をδとするとｒ・δ・ＫＴになる。このモーメント力は、回転部材の不釣り合いによるモーメント力Ｆ・Ｌ １ と釣り合うようにスラスト軸受の直径（２ｒ）を決めている。具体的には、筐体２の高さが６．５ｍｍの場合、本発明の磁気ディスク装置の場合、概略Ｌ １ が４ｍｍ、ラジアル軸受の直径Ｄが４ｍｍから５ｍｍとなり、軸受幅Ｌが１ｍｍから１．５ｍｍの寸法になる。すなわち、本発明の軸受装置では、Ｌ／Ｄ＜１の関係にすることによって、スラスト軸受によってコニカルモードの振動を抑制できる。このため、ラジアル軸受７は軸６の並進モードの振動を抑制するだけの軸受剛性でよいのでラジアル軸受の幅を前記した寸法にしても、磁気ディスク３を精度良く支持できる。
【００３９】
スラスト軸受のばね定数ＫＴは、テーパ深さ数μｍのスラスト軸受９を用いると１５０ｋｇ／ｍｍ前後のばね定数が得られるので、上記した関係から回転軸６の振幅の許容値（０．５μｍ）以下に抑制することができる。なお、本発明の軸受部では、前記したＬ／Ｄの関係がＬ／Ｄ＜１とする１個の動圧ラジアル軸受７で軸の並進モードの振動を抑制するので、従来の動圧グルーブ軸受を用いても同等の作用効果を奏する。また、上記した本発明の磁気ディスク装置では磁性流体を潤滑に用いているが、通常使用されている潤滑油を用いた軸受部でも同様の作用効果を奏する。
【００４０】
ここで、前記の軸受面と軸方向の微小変位との関係を、軸振れとその支持の関係として、更に説明する。
【００４１】
回転軸６（図１１以降は、１０７、以下同じ）が回転すると磁気ディスク３（図１１以降は、１０９、以下同じ）や回転部材が持っている不釣合い量によって軸振れが発生する。この磁気ディスク３や回転部材が持っている不釣合い量を、図８では磁気ディスク３に集中マスとして表示して軸支持機構を説明する。
【００４２】
不釣合い量によるアンバランス力Ｆは、ラジアル軸受７（図１１以降は１０６、以下同じ）とスラスト軸受９（図１１以降は１０３、以下同じ）で受けるようにしている。ここで、ラジアル軸受７の位置での半径方向の微小変位をδr、軸方向のｒの位置での微小変位をδaとすると、ラジアル軸受７の部分ではＫR・δrの力によって半径方向の振動、すなわち並進モードの振動を抑制するようにしている。また、スラスト軸受９の部分ではＫT・δa・ｒのモーメント力によって回転軸６の軸端を基点とする振れ回り振動、すなわちコニカルモードの振動を抑制するようにしている。
【００４３】
従って、本発明の軸支持機構では、回転部材の不釣り合いによるモーメント力Ｆ・Ｌ1は
Ｆ・Ｌ1＝ ＫR・δr・Ｌ2＋ ＫT・δa・ｒ
で表わすことができるので、１個のラジアル軸受７とスラスト軸受９によって精度よく回転軸６の振動を抑制できる。
【００４４】
ところで、前記のように筐体の高さＨ2がディスクトップタイプのパーソナルコンピュータでは、１２．５ｍｍ前後の寸法になる。ノート型のパーソナルコンピュータでは、Ｈ2＝９．５ｍｍ及び６．５ｍｍ前後の寸法になる。従って、軸方向の寸法の制約から軸受ケース１０（図１１以降では１０２、以下同じ）の寸法は５ｍｍ前後の高さになる。筐体の高さＨ2が６．５ｍｍにもなると、軸受ケース１０の高さが４ｍｍ以下の寸法になる。このため、ラジアル軸受２個で並進モードとコニカルモードモードの振動を抑制している従来の軸支持機構では、動圧グルーブ軸受といえどもこのような寸法のため、回転軸６を精度よく支持するだけの軸受剛性を獲得することが困難になる。
【００４５】
本発明の軸支持機構では、前記したように１個のラジアル軸受７で並進モードの振動を抑制し、スラスト軸受９でコニカルモードの振動を抑制するようにしているので、回転軸６の直径を大きくしてスラスト軸受のモーメント剛性を高めるとともに、軸受幅Ｌを小さくして軸受損失を低減し、軸受損失を増加させることなく必要な軸支持剛性が得られるようにしている。
【００４６】
具体的には、本発明の軸支持機構では、筐体の高さがＨ2が６．５ｍｍの場合、概略Ｌ1が３ｍｍになる。ラジアル軸受の直径Ｄは、スラスト軸受９のモーメント剛性と軸受損失の許容限界から、従来の回転軸６の最小直径３ｍｍに対して、約４ｍｍ〜約５ｍｍと大きくでき、軸受幅Ｌは１ｍｍ程度ないし２ｍｍ程度の寸法にすることによって、軸受部の必要な支持剛性の確保と軸受損失の低減を図った。すなわち、本発明の軸受装置ではＬ／Ｄ＜１の関係とした。軸受幅は従来のラジアル軸受の１/３程度に軸受幅を薄くしてもラジアル軸受７は、回転軸６の並進モードの振動を抑制するだけでよい。このため、前述のように軸受半径の隙間が２μｍ以下という条件で、軸受幅Ｌが１ｍｍの寸法でも必要なラジアル軸受剛性を与えることができる。また、軸受幅Ｌを短くすることによって軸受損失の低減も図った。
【００４７】
さらに、本発明の軸受部は、ラジアル軸受として軸受面に回転軸６と同心の円弧半径で加工された、同心円弧部θを持たせた、図５に示す又はこれに類似の、複合三円弧軸受を用いている。このため、１０００Ｇの衝撃力が作用しても、この同心円弧部で衝撃力を受けるので軸受面が変形することがなく、軸受性能は損なわれない。なお、ラジアル軸受部に１０００Ｇの衝撃力が作用すると、例えば図３では、ラジアル軸受７は、軸受ケース１０に圧入しているため、軸方向に抜けることがある。また、軸受面の変形を回避すること等から、軸受幅Ｌは１ｍｍが許容限界である。ここで軸受幅Ｌとは、軸受作用をになう軸受面の端部における面取り部分の寸法を除く、有効軸受幅をいう。
【００４８】
一方、スラスト軸受のばね定数ＫTは、回転軸６の直径４ｍｍ、テーパ深さ数μｍのスラスト軸受９を用いると、ＫT＝１５０ｋｇ／ｍｍ前後ないしはそれ以上のばね定数が得られるので、上記したラジアル軸受の剛性の効果と併せて、回転軸６の振幅を許容値（０．５μｍ）以下に抑制することができる。尚、本発明の軸受部では、前記のＬ／Ｄの関係を、Ｌ／Ｄ＜１とすることで１個の動圧ラジアル軸受７で軸の並進モードの振動を抑制できるので、従来の動圧グルーブ軸受を用いても同等の作用効果を奏する。スラスト軸受の軸受損失は、従来の軸支持機構もラジアル軸受７の端面でスラスト荷重を受けているので、同程度の軸受損失になる。
【００４９】
本発明の軸受部は、前述の軸受寸法とすることで、回転軸６の振動を抑制するため、動圧グルーブ軸受としても同等の作用効果を奏する。また、本実施例の磁気ディスク装置では、潤滑に磁性流体を用いたが、通常使用されている潤滑油を用いても同様の作用効果を奏する。
【００５０】
また、スラスト軸受９は、ラジアル軸受７と同様、軸方向の衝撃に対して平面で衝撃力を受けるので、１０００Ｇの衝撃が作用しても軸受性能は損なわれることがない。
【００５１】
さらに、本発明の軸支持機構では上記した軸受寸法から動圧ラジアル軸受の内径Ｄと軸受幅Ｌの関係をＬ／Ｄ＝０．２〜０．５の範囲にすることで、スピンドルモータと磁気ディスク装置の更なる薄型化を図った。
【００５２】
図９は、本発明の他の実施例を示したもので、図３の実施例では軸受装置に配置した永久磁石８の外周面がスラスト軸受９によって覆われているので、磁気回路的には短絡状態になっている。従って、軸６に通す磁束が減少するので、図９の実施例では永久磁石８の外周にリング状の磁気絶縁体２１を配置して永久磁石８の磁束を軸６側に有効に流すようにした軸受装置の構成を示したものである。この永久磁石８の外周に設けたリング状の磁気絶縁体２１は、その厚さや軸方向の幅の設定によって軸６側に通す磁束の調整ができるので、軸６に作用する磁気吸引力の調整ができる。
【００５３】
図１１から図１５を用いて、本発明の他の実施例について説明する。図１１は本発明のスピンドルモータの断面図、図１２は従来のスピンドルにおいて必要とされる軸受剛性に関する説明図、図１３は本発明のスピンドルにおいて必要とされる軸受剛性に関する説明図、図１４、１５はラジアル軸受の幅よりもスラスト軸受の直径を大きくする事が必要な理由を説明するための説明図である。
【００５４】
図１１において、ハウジング１０２はベース１０１に固定されている。ハウジング１０２にはスラスト軸受１０３、スペーサ１０４、ラジアル軸受１０６が固定されている。スペーサ１０４とラジアル軸受１０６に挟まれる形で、ストッパーリング１５（図１１以降１０５、図１６においては１２３、以下同じ）が取り付けられている。ラジアル軸受１０６、スラスト軸受１０３によって軸１０７がその中心軸周りに回転可能な状態で支えられている。軸１０７にはハブ１１（図１１以降１０８、以下同じ）が固定されており、ハブ１０８には磁気ディスク１０９がクランパ４（図１１以降１１０、以下同じ）、クランプねじ５（図１１以降１１１、以下同じ）によって固定されている。ハブ１０８はカップ状の形状をしており、その内側にロータ磁石１２（図１１以降１１２、以下同じ）が取り付けられている。ベース１０１にはステータヨーク１３（図１１以降１１３、以下同じ）が取り付けられており、ステータヨーク１１３にはコイル１４（図１１以降１１４、以下同じ）が巻き付けられている。コイル１１４に所定の電流を流す事により、ロータ磁石１１２とコイル１１４の間にトルクが発生し、ハブ１０８をベース１０１に対し回転させる。スラスト軸受１０３には予圧用磁石１１５が固定されている。軸１０７の材質は、防錆性、ラジアル軸受１０６、スラスト軸受１０３との耐摩耗性を考え、マルテンサイト系のステンレス鋼とする。マルテンサイト系のステンレス鋼は常温では磁石に吸引されるので、予圧用磁石１１５と軸１０７の間には吸引力が作用し、軸１０７はスラスト軸受１０３に押し付けられる。
【００５５】
ラジアル軸受１０６の内面は、３円弧軸受等多円弧軸受、あるいはへリングボーン型のグルーブ軸受とする事が可能である。この場合、軸１０７の側面は単純な円筒面となる。反対に、軸１０７の側面にへリングボーン形状のグルーブを設け、ラジアル軸受１０６の内面を単純な円筒面としても良い。スラスト軸受１０３と軸１０７の端面との関係も同様である。ラジアル軸受１０６と軸１０７の間、スラスト軸受１０３と軸１０７の間には潤滑油が充填されている。軸１０７が回転すると前述の多円弧もしくはへリングボーンによって潤滑油に圧力が発生し、軸１０７を支える。軸１０７が回転することによって潤滑油に発生する圧力によって、軸１０７はスラスト軸受１０３に対して所定の隙間を保って浮き上がる。この浮き上がり量が小さい程、軸１０７とスラスト軸受１０３の隙間の潤滑油に発生する圧力は大きくなり、浮き上がり量が小さい程圧力は小さくなる。前述の通り、軸１０７はスラスト軸受１０３に押し付けられており、軸１０７とスラスト軸受１０３の隙間の潤滑油に発生する圧力を積分した値と、前述の押し付け力の釣合いの条件から浮き上がり量が決定される。
【００５６】
本発明を磁気ディスク装置等の情報記録再生装置に応用した場合、潤滑油の漏洩が問題となる。ハウジング１０２とハブ１０８の間隔Δｒを10μｍ程度と小さくし、表面張力によって潤滑油の漏洩を防いでいる。さらに、予圧用磁石１１５を図１１のように着磁し、スラスト軸受１０３、スペーサ１０４をフェライト系もしくはマルテンサイト系ステンレスのような強磁性の材料で作り、予圧用磁石１１５、軸１０７、ラジアル軸受１０６、スペーサ１０４、スラスト軸受１０３で磁気回路を構成する。さらに潤滑油を磁性流体とする事で、潤滑油を軸１０７とラジアル軸受１０６の間、軸１０７とスラスト軸受１０３との間に保持する事が可能となる。
【００５７】
ラジアル軸受１０６とスラスト軸受１０３には所定の軸受剛性が必要であるが、従来の軸受に対する必要な軸受剛性の考え方を図１２に示し、本発明との違いを明瞭にしておく。例えば、特開平６−２２３４９４号公報のような、従来の軸受の構成においては、ラジアル方向に作用する力に対し、ラジアル軸受２個を用いて軸を支えていた。軸のアンバランスに作用する遠心力や、外部から印加される振動等の慣性力に対し軸を支えるためには、ラジアル方向の力の釣合いだけでなく、モーメントの釣合いも考える必要がある。図１２において、軸を支える２個の軸受を上側軸受、下側軸受と呼び、各々の軸受剛性をｋ１、ｋ２とする。軸に作用する外力Ｆに対し、上側軸受、下側軸受の位置で軸が、外力が作用していない時の軸心から各々ｘ１、ｘ２だけ変位したものとする。ここで、説明を簡略化するため、ｘ１、ｘ２の絶対値は図１２のｙ１、ｙ２に比較して十分小さいと仮定する。力とモーメントの釣合いより、
【００５８】
【数１】

Figure 0004215365
【００５９】
【数２】
Figure 0004215365
【００６０】
となる。ｘ１、ｘ２の絶対値は通常装置仕様から所定の値以下とする必要があり、そのためには、（１）Ｆを小とする、（２）ｋ１、ｋ２を大とする、（３）ｙ２−ｙ１を大きくする、（４）ｙ１、ｙ２を小さくする、とする必要がある。図１２の構成の軸受を薄型の磁気ディスク装置に用いる場合、前述の（２）と（３）を実現する事が特に困難となる。装置の薄型化を図った場合、軸受幅は小さくせざる得ない。このため軸受剛性も不可避に小さくなってしまう。軸受隙間を小さくする事で軸受剛性を上げる事も原理的には可能であるが、通常の磁気ディスク装置に使用する場合、軸受隙間は２〜３μｍとなり、加工精度の面から隙間を小さくする事には限界がある。また装置薄型化を進める上では、ｙ２−ｙ１、も小さくする必要があり、ｘ１、ｘ２は大きくならざるを得ない。
【００６１】
本発明における軸受剛性の考え方を示したものが図１３である。図１３のkｒは図１１のラジアル軸受１０６の軸受剛性を、図１３のｋｍは図１１のスラスト軸受１０３のモーメント剛性を示している。ここでモーメント剛性とは、スラスト軸受１０３表面の法線に対し、軸１０７の軸心が角度Δθ傾いた時の、軸１０７の軸心をスラスト軸受１０３表面の法線方向に戻そうとするモーメントΔＭに対し、ΔＭ/Δθ、で定義される量である。本発明の構成においても、軸のアンバランスに作用する遠心力や、外部から印加される振動等の慣性力に対し軸を支えるためには、ラジアル方向の力の釣合いだけでなく、モーメントの釣合いも考える必要がある。本発明では、モーメントの釣合いはスラスト軸受１０３のモーメント剛性ｋｍで、力の釣合いはラジアル軸受１０６の軸受剛性ｋｒで受け持っている。
【００６２】
ここで、仮に図１２の上側軸受と下側軸受、図１１のラジアル軸受１０６を同じ寸法の軸受とし、軸受剛性に関しても、ｋ１＝ｋ２＝ｋｒ、と仮定する。さらに外力Ｆの大きさも図１２の系と図１３の系で同じとする。図１３のｘは、
【００６３】
【数３】
Figure 0004215365
【００６４】
で与えられる。図１２の系において、外力Ｆの中心が２個の軸受の間にある場合、ｘ１、ｘ２の絶対値は明らかにｘの絶対値よりも小さくなる。しかし現実の２.５インチ磁気ディスク装置において、回転する部分の重心やアンバランスの中心を2個の軸受の間に入れる事は容易ではない。さらに、装置の薄型化が進むにつれて装置設計の自由度なくなるため、薄型の磁気ディスク装置では外力Ｆの中心を２個の軸受の間に入れる事は現実には困難である。このため、薄型の磁気ディスク装置においては、ｘの絶対値はｘ１、ｘ２よりも小さくできる。さらに、ラジアル軸受においては、所定の剛性を得るためには、所定の軸受幅が原理的に必要となるが、スラスト軸受のモーメント剛性においては、軸方向の寸法に関しては原理的な制限はない。このため、図１２に示す従来の構成よりも図１３の構成の方が薄型に向いた構成となっている。
【００６５】
さらに、図１３の構成が現実的に成り立つためには、図１４の様な考察が必要となる。図１３の構成に対する説明において、ｋｍはスラスト軸受のモーメント剛性とした。しかし、モーメント剛性はスラスト軸受１０３だけが有しているのではなく、実はラジアル軸受１０６も有している。ラジアル軸受１０６とスラスト軸受１０３がモーメント剛性を有する理由は、図１４のように軸が傾いた時に潤滑油の油膜厚さが変化する事にある。図１４の上図において、軸１０７と、スラスト軸受１０３、ラジアル軸受１０６の間に隙間があり、この隙間には潤滑油が充填されている。図１４の下図において軸１０７が角度θ（但し、θの絶対値は１よりも十分小さい）だけ傾いた場合、ラジアル軸受１０６の上部と下部では、軸１０７との隙間に、θ・Ｌ、だけ差ができる。潤滑油膜に発生する圧力は一般に油膜厚さが小さい程大きくなるため、図１４に示す通り、軸の右側では軸受下側の圧力が軸受上側の圧力よりも高くなり、左側では軸受上側の圧力が下側の圧力よりも高くなる。このため、軸１０７を図１４で時計回りに回そうとするモーメントが発生する。これがラジアル軸受１０６のモーメント剛性となる。図１４の下図において軸１０７が角度θ（但し、θの絶対値は１よりも十分小さい）だけ傾いた場合、スラスト軸受の右側と左側では、軸１０７との隙間に、θ・Ｄ、だけ差ができる。潤滑油膜に発生する圧力は一般に油膜厚さが小さい程大きくなるため、図１４に示す通りスラスト軸受１０３において、軸の右側よりも左側の方が発生する圧力が高くなる。このため、軸１０７を図１４で時計回りに回そうとするモーメントが発生する。これがスラスト軸受１０３のモーメント剛性となる。
【００６６】
装置を薄型化しようとした場合、ラジアル軸受の軸受幅Ｌは小さくならざるを得ない。この場合、ラジアル軸受１０６の上下での油膜厚さの差、θ・Ｌ、が小さくなる。また、モーメントは油膜圧力に腕の長さをかけて積分する事で求められる訳であるが、腕の長さも短くならざるを得ず、ラジアル軸受１０６のモーメント剛性は非常に小さくなってしまう。
【００６７】
モーメントの釣合いをラジアル軸受でとることをあきらめ、スラスト軸受１０３のモーメント剛性で行う事が本発明の発想である。これが可能となるためには、少なくともスラスト軸受１０３のモーメント剛性は、ラジアル軸受のモーメント剛性よりも大きくなる必要がある。突き詰めて考えると、モーメント剛性の原因は軸の傾きによって生ずる油膜厚さの変化であり、軸受剛性を高くするためには、同じ傾き角に対する油膜厚さの変化を大きくする必要がある。即ち、ラジアル軸受１０６における油膜厚さの変化、θ・Ｌ、よりも、スラスト軸受１０３における油膜厚さの変化、θ・Ｄ、を大きくする必要がある。この事から、Ｄ＞Ｌ、の条件が導かれる。
【００６８】
Ｄ＞Ｌ、の条件の誘導には、ラジアル軸受１０６における軸受隙間ｈｒと、スラスト軸受における軸受隙間ｈｔがほぼ同じである事が暗に仮定されている。例えば、ｈｒ＞＞ｈｔ、の条件では、Ｄ＜Ｌ、の条件でもスラスト軸受１０３のモーメント剛性よりもラジアル軸受１０６のモーメント剛性を大きくする事が原理的には可能である。しかし、部品の加工精度の問題を考えると、ｈｒ＞＞ｈｔ、なる軸受を構成する事は現実には難しく、スラスト軸受１０３のモーメント剛性よりもラジアル軸受１０６のモーメント剛性を大きくするためには、Ｄ＞Ｌ、が必要となる。具体的に数値を挙げると、磁気ディスク用の軸受でｈｒは概ね２〜３μｍとなる。ラジアル軸受１０６の内面１１８に対するスラスト軸受１０３の上面１１９の直角度は、通常の加工精度では概ね２〜３μmが限度であり、軸１０７の側面１１６に対する端面１１７の直角度も同様である。軸受隙間ｈｔは、ラジアル軸受１０６の内面１１８に対するスラスト軸受１０３の上面１１９の直角度と、軸１０７の側面１１６に対する端面１１７の直角度の和よりも大きくなる必要があり、典型的には概ね5μm以上は必要である。よって、ｈｒ＞＞ｈｔ、なる軸受を構成する事は現実的でない。
【００６９】
また、ラジアル軸受１０６、スラスト軸受１０３をグルーブ軸受もしくは３円弧等の多円弧軸受とした場合、軸受の設計パラメータによって多少条件は変わるが、軸受の特性に最も効くのは軸受隙間、ｈｒ、ｈｔであり、上述の議論より、Ｄ＞Ｌ、なる条件無しでスラスト軸受１０３よりもラジアル軸受１０６のモーメント剛性を高くすることは現実には困難である。
【００７０】
図１４では、ラジアル軸受が１個の場合について説明したが、ラジアル軸受が２個の場合でも、図１５のように、軸受幅Ｌを下側軸受の下面から上側軸受の上面まで取れば同じ議論ができる。
【００７１】
図１６を用いて、本発明の実施の形態における別の例について説明する。本実施例では、図１１から図１５を用いて説明した例と比較して、ベース１０１に取りつけられるハウジング１０２の形状と、ハウジング１０２内部の構成、軸１０７の形状が異なっている。図１１において、ハウジング１０２は円筒状の形状をしていたが、図１６ではカップ状の形状をしている。図１１の構造では、ハウジング１０２とスラスト軸受１０３の間での潤滑油の漏洩が懸念されるが、図１６の構造ではその心配が無くなる。図１６の構造のハウジング１０２は、例えば深絞り加工等の塑性加工によって安価に製造可能である。
【００７２】
さらにこの実施例においては、２つの軸受機能を有する軸受部材である軸受メタル１２１が用いられている。ここで、軸受メタル１２１（図３の９、図１１の１０３に対応する）の内面にラジアル軸受が、端面にスラスト軸受が設けれられており、１個の部品軸受メタル１２１によって軸１０７を支持している。図１１では、ラジアル軸受１０６、スラスト軸受１０３という２個の部品で軸１０７を支持していた。図１１の例においては、ラジアル軸受１０６の中心軸に対する、スラスト軸受１０３の直角度を出すことが一つの問題となるが、図１６の例においては、ラジアル軸受とスラスト軸受けが１個の部品である軸受メタル１２１に設けられているため、直角度を出すことが比較的容易である。
【００７３】
軸受メタル１２１上に、スペーサ１２２、押さえ板１２４に挟まれる形でストッパーリング１２３が取りつけられている。
【００７４】
軸１０７は軸受メタル１２１で支持されるために、軸が段付になっている。軸１０７は強磁性体でできており、予圧用磁石１１５で軸受メタル１２１に押し付けられている。
【００７５】
この実施例においても、スラスト軸受の直径が、ラジアル軸受の幅よりも小さくなっている事は前述の実施例と同様である。
【００７６】
図１７を用いて、別の実施例について説明する。この実施例においては、図１６と比較して、ハウジング１０２内の構成と、スラスト軸受に対する予圧力のかけ方が異なっている。ハウジング１０２内部には、スペーサ１０４と軸受メタル１２１にはさまれた形でストッパーリング１０５が設置してある。軸受メタル１２１の構造に関しては、図１６の場合と同様である。
【００７７】
さらにこの実施例では、軸受メタル１２１に、スラスト軸受の軸方向の予圧を与えるための強磁性の磁性部材である鉄片１３１が設けられている。鉄片１３１とロータ磁石１１２の間に作用する磁力が予圧力となる。従って、鉄片１３１はリング状としてもよいし、これを分割した部材としても良い。
【００７８】
この実施例においても、スラスト軸受の直径が、ラジアル軸受の幅よりも小さくなっている事は前述の実施例と同様である。
【００７９】
図１８を用いて、別の実施例について説明する。この実施例においては、図１７の実施例において、軸１０７とハブ１０８が一体となり、一の部材から成る一体化ハブ１４１となっているところが異なっている。図１７の実施例においては、軸１０７の軸受メタル１２１のスラスト軸受と接触する面１３２と、ハブ１０８の磁気ディスク１０９を支える面１３３との平行度が問題となる。
【００８０】
これに対して、図１８においては、図１７の軸１０７とハブ１０８が一体化ハブ１４１となっているので、平行度を出すことが容易となる。
【００８１】
この実施例においても、スラスト軸受の直径が、ラジアル軸受の幅よりも小さくなっている事は前述の実施例と同様である。
【００８２】
【発明の効果】
本発明による磁気ディスク装置においては、磁気ディスク駆動用のスピンドルモータは耐衝撃性に優れた１個の動圧ラジアル軸受と動圧スラスト軸受の組み合わせによって回転軸を回転自在に支持し、回転軸に作用する不釣り合い力による振動成分のうち軸の並進モードの振動をラジアル軸受で受け、コニカルモードモードの振動をスラスト軸受で受ける軸受構成としているので、磁気ディスク駆動用のスピンドルモータと磁気ディスク装置の薄型化が図れる。
【００８３】
さらに、軸受装置の潤滑とシールは、磁性流体を軸受の潤滑油として使用し、透磁性の回転軸とラジアル軸受及びスラスト軸受を用い、永久磁石をラジアル軸受とスラスト軸受間に配置して、軸受及び磁性流体を磁化して軸受摺動面に磁性流体を保持させる構成にした。このため、確実な流体潤滑と密封性を維持でき、磁気ディスクの汚染防止と精密回転の維持による記録の高密度化やスピンドルモータの長寿命化が図れることができ、信頼性の高い磁気ディスク装置を提供することができる。
【００８４】
また、軸受部内に永久磁石を配置して回転軸とスラスト軸受間に磁気吸引力を作用させて軸方向の位置決めを行っているので、モータ駆動永久磁石と電機子固定子の磁気センターを一致させることができるので、磁気ディスク装置の低騒音化が図れる。また、上記したように本発明の磁気ディスク装置は任意の取付姿勢で使用でき、耐衝撃性に優れた動圧軸受を用いているので可搬性に優れ、かつラジアル軸受とスラスト軸受の新規な構成により薄型のノート型パーソナルコンピュータやその他の電子装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】パーソナルコンピュータの部分断面図である。
【図２】磁気ディスク装置の斜視図である。
【図３】本発明による磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す縦断面図である。
【図４】本発明による磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す部分縦断面図である。
【図５】本発明に用いた動圧軸受の形状を示す断面図である。
【図６】本発明に用いた動圧スラスト軸受の部分平面図である。
【図７】図５に示したスラスト軸受のＩ−Ｉ及びII−II断面図である。
【図８】本発明の軸受部の振動系を示す説明図である。
【図９】本発明による磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す部分縦断面図である。
【図１０】ハブに設けた動圧発生用の螺旋溝形状の一実施例を示す平面図である。
【図１１】本発明による他の磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す縦断面図である。
【図１２】従来の軸受に必要な剛性を説明するための図である。
【図１３】本発明の軸受に必要な剛性を説明するための図である。
【図１４】本発明の動作原理の説明図である。
【図１５】本発明の動作原理の別の説明図である。
【図１６】本発明による他の磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す縦断面図である。
【図１７】本発明による他の磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す縦断面図である。
【図１８】本発明による他の磁気ディスク駆動用スピンドルモータの構造を示す縦断面図である。
【符号の説明】
１…磁気ディスク装置、２…筐体、３…磁気ディスク、６…軸、７…ラジアル軸受、８…永久磁石、９…スラスト軸受、１０…軸受ケース、１１…ハブ、１７…らせん溝、１９…磁性流体、２０…油溝、１０２…軸受ケース、１０３…スラスト軸受、１０４…スペーサ、１０６…ラジアル軸受、１０７…軸、１０８…ハブ、１０９…磁気ディスク。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a magnetic disk device of an information processing apparatus, and more particularly to a magnetic disk device having a thin spindle motor with enhanced impact resistance.
[0002]
[Prior art]
A magnetic disk device as an information processing device has been increased in capacity and information recording density. In particular, magnetic disk drives used in personal computers, electronic cameras, and other portable electronic devices are required to be portable, thinned, impact resistant, low noise, and low power consumption. Yes.
[0003]
By the way, a conventional spindle motor for driving a magnetic disk uses a ball bearing to maintain a precise rotation, thereby increasing the capacity of the magnetic disk device and increasing the recording density of information. However, a spindle motor for driving a magnetic disk using a ball bearing has a limit in improving rotational accuracy. Therefore, as disclosed in JP-A-6-223494, JP-A-10-267036, and JP-A-10-146014, a spindle motor for driving a magnetic disk using a dynamic pressure bearing has been proposed. That is, the use of a dynamic pressure bearing improves the rotational accuracy, and the positioning in the axial direction is performed using the magnetic attraction force of the motor in view of the mounting orientation and portability of the motor.
[0004]
In addition, when a magnetic disk device is provided in a personal computer or electronic camera, it may drop when it is mounted or transported, and an impact force may be applied, so that information recording and playback functions can be maintained even when an impact is applied. It is necessary to keep. The impact resistance of a ball bearing is about 500 G, but if the impact resistance required for recent notebook personal computers is 1000 G (when dropped), only a hydrodynamic bearing can be used.
[0005]
A dynamic pressure bearing is a bearing that normally has a herringbone groove for generating dynamic pressure on a rotating shaft or a bearing surface, and supports the rotating shaft with fluid pressure generated on the bearing surface by the rotation of the shaft. Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-223494 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-267036 disclose a configuration in which normally two bearings are used to accurately support the rotating body. Japanese Patent Laid-Open No. 10-146014 discloses that the relationship between the bearing inner diameter D and the bearing width L is set to L / D> 1 in order to support the rotating body with a single bearing with high accuracy. Have been disclosed. When the above-described bearing device is used for a spindle motor for driving a magnetic disk, more precise rotation can be obtained and noise and impact resistance can be improved as compared with a motor using a ball bearing.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, since the attitude and handling of the magnetic disk device mounted on the electronic device is not specified, a magnetic disk device that takes these into consideration is necessary. In addition, notebook personal computers are being made thinner, and the height of the housing of the apparatus is from 12.5 mm to 9.5 mm and 6.5 mm. Therefore, even if a dynamic pressure bearing is adopted, the conventional dynamic pressure bearing cannot obtain the required bearing rigidity due to the limitation of the dimension in the axial direction.
[0007]
In other words, the spindle motor for driving the magnetic disk needs to support the magnetic disk with high precision by suppressing the swing of the rotating shaft to 0.5 μm or less with a bearing. By the way, as the height dimension of the housing of the apparatus becomes thinner from 12.5 mm to 9.5 mm and 6.5 mm, the axial height of the bearing portion also becomes a dimension of 3 mm to 5 mm or 3 mm to 6 mm correspondingly. When the dimensions of such a bearing portion or bearing device are reached, the bearing width is shortened, so that the required shaft support rigidity is not obtained, and it is difficult to arrange two dynamic pressure bearings. In particular, when the height of the housing is 6.5 mm, even a ball bearing is not commercially available as a thin ball bearing that can cope with this. For this reason, it becomes a bearing of a special specification, and not only does the cost increase, but also has problems such as a reduction in impact resistance.
[0008]
Further, in a magnetic disk device attached to a personal computer, as will be described later, the magnetic disk is often fixed by a center clamp method using a rotating shaft. Therefore, in these magnetic disk devices, the minimum diameter of the rotating shaft is 3 mm or more due to the relationship between the impact load acting on the magnetic disk and the size of the clamp screw. Further, the bearing radial gap needs to be suppressed to 2 μm or less to reduce the tilt angle of the rotating shaft at rest because of the limitation of the spacing dimension between the magnetic disk and the head for reading / writing information. On the other hand, in the conventional shaft support mechanism in which vibration is suppressed by two radial bearings, the required shaft support rigidity is required as the height of the housing of the apparatus is reduced from 12.5 mm to 9.5 mm and 6.5 mm. In order to obtain the above, the diameter of the rotating shaft needs to be at least 4 mm. However, in the conventional shaft support mechanism, if the diameter of the rotating shaft is made 3 mm to 4 mm as the minimum diameter, the bearing loss increases, and it becomes difficult to apply to a personal computer or other electronic devices.
[0009]
In addition, when the height of the housing of the device becomes 9.5 mm or 6.5 mm, it is difficult to prevent leakage of the lubricating oil sealed in the spindle motor with a single seal component for the seal of the bearing device due to size restrictions. . In particular, since the magnetic disk device is not allowed to contaminate the disk, the magnetic disk drive spindle motor using the hydrodynamic bearing needs to be devised for oil leakage and requires a highly reliable seal.
[0010]
On the other hand, when a dynamic pressure bearing is used, no rotational noise is generated from the bearing. However, in the motor disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-267036, the magnetic center of the motor stator and the magnetic center of the motor driving magnet are shifted in the axial direction. Since magnetic preload is applied, electromagnetic noise may be generated. In the motor disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-223494, axial positioning is performed on the thrust bearing surface so that the magnetic center of the motor is aligned, and a ring-shaped magnetic plate is disposed at a position facing the end surface of the motor driving magnet. However, since the preload is applied in the axial direction by the magnetic attractive force, almost no electromagnetic noise is generated. In this structure, since the gap between the end surface of the motor driving magnet and the magnetic plate is about 0.1 mm in a thin motor, it is difficult to manage the gap and a constant magnetic attractive force may not be obtained. Therefore, even a dynamic pressure bearing has the above-mentioned problems when applied to a thin magnetic disk device.
[0011]
The present invention has been made in view of the above-described problems of the prior art, and is a thin, impact-resistant, low-noise, low-power-consumption spindle motor that utilizes the characteristics of a hydrodynamic bearing, and a magnetic disk to which the spindle motor is applied. The present invention proposes a device and an object thereof is to provide a personal computer or other electronic device having excellent portability using a dynamic pressure bearing.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
The present invention firstly supports a rotating shaft rotatably by a single dynamic pressure radial bearing and a dynamic pressure thrust bearing as vibration suppressing means, and translates the shaft out of vibration components due to unbalanced force acting on the rotating shaft. The structure is such that the mode is received by a radial bearing and the conical mode is received by a thrust bearing to maintain high-precision rotation. That is, the moment load due to the unbalanced force of the rotating body is balanced with the moment stiffness due to the dynamic pressure generated in the thrust bearing, and the conical mode vibration is suppressed, and the translational mode is received by the radial bearing as described above. The relationship of the bearing width L with respect to the bearing inner diameter is set to L / D <1, and the magnetic disk is accurately supported.
[0013]
  Here, the bearing width L means an effective bearing width excluding the dimension of the chamfered portion of the end portion measured in the axial direction of the rotating shaft on the bearing surface that bears the bearing action. The bearing inner diameter (D) is a diameter measured in the radial direction of the bearing surface that bears the bearing action.Diameter, that is, the outer diameter of a thrust bearing or the inner diameter of a radial bearing.Say.
[0014]
In the present invention, the radial bearing and the thrust bearing are used for the structure. From the bearing rigidity of the thrust bearing and the loss of the radial bearing, the inner diameter of the dynamic pressure radial bearing is changed from about 4 mm to about 5 mm. / D was optimized to 0.2 to 0.5, and the magnetic disk was accurately supported while reducing bearing loss.
[0015]
  That is, in this type of conventional motor, the diameter of the rotary shaft is determined from the viewpoint of the bending rigidity of the shaft and the bearing loss. In the motor of the present invention, the diameter of the rotating shaft is determined from the moment load due to the unbalanced force of the rotor from the moment rigidity of the thrust bearing. Therefore, in the magnetic disk device of the present invention,Hydrodynamic thrust bearing outer diameter or dynamic pressureThe relationship between the bearing inner diameter D and the bearing width L of the radial bearing0.2 ≦L / D <1 was set so that precise rotation could be maintained in combination with the thrust shaft.
[0016]
In addition to this, the moment rigidity of the thrust bearing is used to reduce the bearing loss within a range that does not impair the bearing function by reducing the bearing width L of the radial bearing to 1 mm or 2 mm or less in terms of impact load and bearing loss. The reduction in the rigidity of the radial bearing due to the shortening of the bearing width increases the moment rigidity of the thrust bearing by increasing the bearing inner diameter D of the radial bearing from about 4 mm to about 5 mm, and maintains a precise rotation while reducing the bearing loss. Reduction is also possible.
[0017]
Further, in addition to the first means, a magnetic fluid is used as a lubricating oil for the bearing, a rotating shaft made of magnetic permeability (of a material having high magnetic permeability) or a magnetic material, and a radial bearing and a thrust bearing made of magnetic permeability or magnetic material. The permanent magnet was arranged between the radial bearing and the thrust bearing. As a result, the bearing and the magnetic fluid are magnetized to hold the magnetic fluid on the bearing sliding surface so that reliable lubrication is performed, and the magnetic fluid sealed by the magnetic attractive force is prevented from leaking out of the bearing device.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a notebook personal computer.
[0019]
The personal computer includes a display unit 27 configured by a liquid crystal panel, and a main body unit 22 on which a keyboard 23, a magnetic disk device 1, an electronic component 25, a base 24 on which the electronic component 25, and the like are mounted. . The thickness H of the main body 221Recently, the thickness has been reduced to about 20 mm. In the present invention, in order to realize a thinner personal computer, the magnetic disk device 1 built in the main body 22 is made thinner. In order to make the magnetic disk device 1 thin, the present invention adopts a configuration in which the height of the spindle motor A for a magnetic disk drive to be mounted is set to a dimension of 10 mm or less. The following describes how the spindle motor is made thinner.
[0020]
FIG. 2 is a perspective view showing the appearance of the magnetic disk apparatus of the present invention used in a personal computer or the like.
[0021]
The main configuration of the magnetic disk device 1 includes a magnetic disk 3 for recording information in a housing 2, a magnetic head 6 provided at the tip of a carriage 7 for recording and reproducing this information, and a magnetic disk 3. It consists of a driving spindle motor A. The magnetic disk 3 is fixed by a center clamp method, and is fixed to a spindle motor A by a clamp screw 5 via a clamper 4 as shown in the figure. In this figure, the cover attached to the housing 2 is not shown for explanation, but the height H of the housing 2 is not shown.2In a desktop type personal computer, a computer having a size of about 12.5 mm is often used. H for notebook personal computers2= 9.5 mm and 6.5 mm.
[0022]
FIG. 3 is a longitudinal sectional view of the spindle motor portion of the magnetic disk apparatus 1 showing an embodiment of the present invention.
[0023]
The spindle motor A for driving the magnetic disk 3 is composed of a multi-pole magnetized rotor magnet 12, an armature winding 14 for generating a magnetic field, and an armature core 13 on the inner periphery of the hub 11. The armature core 13 is fitted into the protruding portion of the housing 2. A permeable rotating shaft 6 having a diameter of about 5 mm is fastened to the hub 11, and the magnetic disk 3 is fixed to the hub 11 by a clamp screw 5 via a clamper 4. Further, the bearing portion has a ring-shaped evaporation suppression plate 16, a magnetically permeable radial bearing 7 having a bearing width of 2 mm or less, a permanent magnet 8, a stopper ring 15, and a magnetic permeability from the opening side of the nonmagnetic bearing case 10. The thrust bearing 9 is coaxially arranged, and a magnetic fluid 19 for lubrication is enclosed. Therefore, since the magnetic fluid 19 receives a magnetic force by the permanent magnet 8, it does not leak during normal handling or rotation of the spindle motor A.
[0024]
In the present embodiment, an impact acts on the magnetic disk device 1, and the magnetic fluid 19 sealed in the bearing device has an end surface of the ring-shaped evaporation suppression plate 16 disposed on the opening side of the bearing case 10 and the surface of the hub 11. The magnetic fluid 19 is configured not to scatter toward the motor stator 13 when scattered in the gap formed by the above. That is, a spiral groove 17 as shown in FIG. 10 is provided on the surface of the hub 11 facing the opening end of the bearing case 10, and the magnetic fluid scattered in the above-described gap by the rotation of the hub 11 is pulled back. Even if this spiral groove is provided on the end face of the ring-shaped evaporation suppression plate 16, the same effect can be obtained.
[0025]
FIG. 4 is a view showing a cross section of the bearing portion or the bearing device.
[0026]
The rotating shaft 6 fastened to the hub 11 is rotatably supported by a dynamic pressure radial bearing 7 and a dynamic pressure thrust bearing 9 disposed at both ends of a permanent magnet 8 for holding a magnetic fluid 19 in the bearing case 10. The end face of the rotating shaft 6 supports an axial load. Furthermore, the outer peripheral side of the stopper ring 15 is sandwiched between the thrust bearing 9 and the radial bearing 7. The inner peripheral side of the stopper ring 15 is arranged in a non-contact state in a groove portion provided in the shaft 6 so that the shaft 6 does not come off in the axial direction. In addition, a ring-shaped evaporation suppression plate 16 (with a gap of 10 μm to 20 μm) is provided in the opening of the bearing case 10 in order to suppress a decrease in the magnetic fluid 19 due to evaporation. A space 18 is provided between the end face of the radial bearing 7 and the evaporation suppression plate 16.
[0027]
In the bearing portion, the magnetic fluid 19 is sealed up to a position reaching the upper end surface of the radial bearing 7 or slightly below it. The space 18 is provided to absorb volume expansion due to the temperature rise of the magnetic fluid 19. Since the space 18 is also restricted by the dimension in the axial direction, a contrivance is made such as forming a space having a diameter larger than the outer diameter of the bearing as shown in the figure.
[0028]
Next, the function of the bearing portion of the present embodiment will be described in more detail. The radial bearing 7, the thrust bearing 9, the stopper ring 15, and the rotary shaft 6 are magnetized by a permanent magnet 8 (magnetized as a magnetic pole NS in the axial direction) disposed in the bearing portion using a magnetically permeable material. Therefore, the magnetic flux flows as indicated by the dotted line M as shown in FIG. For this reason, the magnetic fluid 19 sealed in the bearing portion is magnetically attracted and captured by the radial bearing surface and the thrust bearing surface. Moreover, since the end surface of the rotating shaft 6 and the surface of the thrust bearing 9 constitute a magnetic path, a magnetic attractive force acts. The magnetic attractive force acting in the axial direction is designed so that the preload is 3 to 5 times the weight of the rotating member such as the magnetic disk 3 or the hub 11 (about 30 g for a magnetic disk device of a personal computer). Yes.
[0029]
Therefore, the spindle motor A accurately positions the magnetic disk 3 in the axial direction by the magnetic attractive force regardless of the mounting posture. In the spindle motor of this configuration, since the thrust bearing surface is positioned in the axial direction, the magnetic center of the rotor magnet 12 attached to the hub 11 and the magnetic center of the armature stator 13 can be made to coincide with each other. There is almost no electromagnetic noise. At the same time, since the magnetic fluid 19 is magnetized by the permanent magnet 8, the magnetic fluid 19 sealed in the bearing portion does not leak out of the bearing device.
[0030]
FIG. 5 shows the shape of the dynamic pressure radial bearing 7. The bearing 7 is provided with three oil grooves 20 that communicate the inner surface of the bearing, both end surfaces of the bearing, and the outer peripheral surface of the bearing. The inner surface of the bearing between the oil grooves 20 provided in the bearing 7 is processed with a concentric arc portion θ (20 ° to 30 °) processed with an arc radius concentric with the rotating shaft 6 and an arc radius non-concentric with the rotating shaft 6. It is a bearing having a composite arc surface composed of these two arc surfaces. Here, this bearing is referred to as a composite three-arc bearing.
[0031]
The compound three-arc bearing has a dynamic fluid pressure P shown in the figure by the wedge action of the oil film of the magnetic fluid 19 captured on the bearing surface by the rotation of the shaft 6.R(Called dynamic pressure) occurs. Therefore, the shaft 6 has a dynamic fluid pressure P at three locations on the bearing surface.RSupported by. The dynamic pressure radial bearing 7 is made by precision molding using an iron-based or iron-copper-based sintered material. Further, since this dynamic pressure radial bearing 7 uses an iron-based or iron-copper-based sintered material, it is magnetized by the permanent magnet 8 disposed in the bearing portion, so that the magnetic fluid 19 is captured by the bearing surface. The
[0032]
In addition, since this composite three-arc bearing has a concentric arc portion θ processed with an arc radius concentric with the rotary shaft 6 on the bearing surface, even if an impact of 1000 G is applied, the concentric arc portion has an impact force. Therefore, the bearing surface is not deformed and the bearing performance is not impaired. Further, in this dynamic pressure radial bearing 7, the relationship between the bearing inner diameter D and the bearing width L is set to L / D <1, as described above, and the vibration of the spindle motor A is suppressed in combination with the thrust bearing 9.
[0033]
FIG. 6 shows an embodiment of the shape of the dynamic pressure thrust bearing 9. A taper land bearing surface T is formed on the bearing sliding surface that supports the shaft 6 so that dynamic pressure is generated. 7A shows a cross section of the taper land bearing surface II, and FIG. 7B shows a II-II cross section, that is, a radial cross section. As shown in (a), a tapered surface T and a non-tapered surface W are provided in the circumferential direction of the bearing surface, and the dynamic pressure P is the same as that of the radial bearing by the rotation of the shaft 6.TTo support the axial load.
[0034]
In the embodiment of FIG. 7B, the load supporting ability is enhanced by providing a plane L which is the same plane as W in the radial direction. This taper land thrust bearing 9 is provided with the dynamic pressure P without providing the land portion indicated by the plane L.TTherefore, a land portion may be provided as necessary. Further, since the taper land thrust bearing 9 has a bearing loss determined by the circumferential length of the taper land and the taper depth dimension, the loss can be reduced by increasing the circumferential length of the taper land and the taper depth.
[0035]
When the shaft 6 rotates, the thrust bearing surface slides in contact with the moment when starting and stopping, but the bearing surface is worn if the start and stop are repeated for a long time. Accordingly, in the present invention, the thrust bearing surface is coated with a ceramic such as TiN or TiC to prevent wear. Further, the thrust bearing 9 receives the impact force in the plane with respect to the impact in the axial direction similarly to the radial bearing 7, so that the bearing performance is not impaired even if the impact of 1000G acts.
[0036]
The bearing device of the above embodiment is different from the configuration of the bearing device applied to the conventional spindle motor for magnetic disk drive, and supports the magnetic disk 3 with high accuracy by the shaft support mechanism described below. That is, the magnetic disk device of the present invention has a housing height H as described above.2However, in a desktop type personal computer, the size is about 12.5 mm. H for notebook personal computers2Becomes dimensions of around 9.5 mm and 6.5 mm. Therefore, since the dimension of the bearing case 10 is about 5 mm due to restrictions on the axial dimension, the width L of the radial bearing is about 1 mm to 2 mm. On the other hand, in a bearing in which two conventional radial bearings are arranged, the bearing width is narrower than that of the bearing portion of the present invention even in the case of a dynamic pressure groove bearing, so that the bearing rigidity is sufficient to support the shaft 6 with high accuracy. It becomes difficult to give.
[0037]
This will be specifically described with reference to FIG. FIG. 8 shows a vibration model of the shaft support mechanism according to the present invention.
[0038]
  The shaft support mechanism of the present invention has a single radial bearing 7 (spring constant K as shown in the figure).R) Suppresses translational mode vibrations, and conical mode vibrations are thrust bearings 9 (spring constant K).T). That is, the moment force of the thrust bearing is expressed as r · δ · K, where δ is the minute axial displacement of the thrust bearing surface.Tbecome. This moment force is the moment force F ·L 1 The diameter (2r) of the thrust bearing is determined so as to balance with the above. Specifically, when the height of the housing 2 is 6.5 mm, the case of the magnetic disk device of the present invention is roughlyL 1 Is 4 mm, the diameter D of the radial bearing is 4 mm to 5 mm, and the bearing width L is 1 mm to 1.5 mm. That is, in the bearing device of the present invention, the conical mode vibration can be suppressed by the thrust bearing by setting L / D <1. For this reason, the radial bearing 7 only needs to have sufficient bearing rigidity to suppress the vibration in the translational mode of the shaft 6, so that the magnetic disk 3 can be accurately supported even if the width of the radial bearing is as described above.
[0039]
As for the thrust constant KT of the thrust bearing, when the thrust bearing 9 having a taper depth of several μm is used, a spring constant of around 150 kg / mm can be obtained. Can be suppressed. In the bearing portion of the present invention, the vibration in the translational mode of the shaft is suppressed by one dynamic pressure radial bearing 7 in which the relationship of L / D described above is L / D <1, so that the conventional dynamic pressure groove bearing Even if is used, the same effects can be obtained. In the magnetic disk apparatus of the present invention described above, a magnetic fluid is used for lubrication, but the same effect can be obtained with a bearing portion using a lubricating oil that is normally used.
[0040]
Here, the relationship between the bearing surface and the minute displacement in the axial direction will be further described as the relationship between the shaft runout and its support.
[0041]
When the rotary shaft 6 (107 in FIG. 11 and subsequent figures) is rotated, shaft runout occurs due to the unbalance amount of the magnetic disk 3 (109 in FIG. 11 and subsequent figures) and the rotating member. The unbalance amount of the magnetic disk 3 and the rotating member is displayed as a concentrated mass on the magnetic disk 3 in FIG. 8 to explain the shaft support mechanism.
[0042]
The unbalance force F due to the unbalanced amount is received by the radial bearing 7 (106 in FIG. 11 and subsequent figures) and the thrust bearing 9 (103 in FIG. 11 and subsequent figures). Here, a small displacement in the radial direction at the position of the radial bearing 7 is expressed as δ.r, The minute displacement at the position of r in the axial direction is expressed as δaThen, in the radial bearing 7 portion, KR・ ΔrThe vibration in the radial direction, that is, the vibration in the translational mode is suppressed by this force. In the thrust bearing 9 portion, KT・ ΔaThe r-moment force suppresses whirling vibration with the shaft end of the rotating shaft 6 as a base point, that is, conical mode vibration.
[0043]
Therefore, in the shaft support mechanism of the present invention, the moment force F · L due to the unbalance of the rotating member1Is
F ・ L1= KR・ Δr・ L2+ KT・ Δa・ R
Therefore, the vibration of the rotary shaft 6 can be suppressed with high accuracy by the single radial bearing 7 and the thrust bearing 9.
[0044]
By the way, as mentioned above, the height H of the housing2However, in a desktop type personal computer, the size is about 12.5 mm. H for notebook personal computers2= 9.5 mm and around 6.5 mm. Therefore, the dimension of the bearing case 10 (102 in FIG. 11 and subsequent figures, the same applies hereinafter) is about 5 mm due to axial dimension restrictions. Enclosure height H2Becomes 6.5 mm, the height of the bearing case 10 becomes 4 mm or less. For this reason, in the conventional shaft support mechanism in which the vibration in the translational mode and the conical mode mode is suppressed by the two radial bearings, even the dynamic pressure groove bearing supports the rotating shaft 6 with high accuracy because of such dimensions. It becomes difficult to obtain only the bearing rigidity.
[0045]
In the shaft support mechanism of the present invention, as described above, the vibration of the translational mode is suppressed by the single radial bearing 7 and the vibration of the conical mode is suppressed by the thrust bearing 9, so that the diameter of the rotating shaft 6 is reduced. While increasing the moment rigidity of the thrust bearing to reduce the bearing width L, the bearing loss is reduced, and the required shaft support rigidity can be obtained without increasing the bearing loss.
[0046]
Specifically, in the shaft support mechanism of the present invention, the height of the housing is H.2Is approximately L in the case of 6.5 mm1Becomes 3 mm. The diameter D of the radial bearing can be increased from about 4 mm to about 5 mm with respect to the minimum diameter of 3 mm of the conventional rotating shaft 6 from the moment rigidity of the thrust bearing 9 and the allowable limit of the bearing loss, and the bearing width L is about 1 mm or less. By making the dimensions of about 2 mm, necessary support rigidity of the bearing portion was ensured and bearing loss was reduced. That is, in the bearing device of the present invention, the relationship of L / D <1 was established. Even if the bearing width is reduced to about 1/3 of the conventional radial bearing, the radial bearing 7 only needs to suppress the vibration in the translation mode of the rotating shaft 6. For this reason, the necessary radial bearing rigidity can be provided even when the bearing width L is 1 mm under the condition that the bearing radius gap is 2 μm or less as described above. Further, the bearing loss was reduced by shortening the bearing width L.
[0047]
Further, the bearing portion of the present invention is a composite three circular arc shown in FIG. 5 or similar to the radial bearing having a concentric circular arc portion θ processed with a circular arc radius concentric with the rotary shaft 6 on the bearing surface. A bearing is used. For this reason, even if an impact force of 1000G is applied, the impact force is received by this concentric arc portion, so that the bearing surface is not deformed and the bearing performance is not impaired. When an impact force of 1000 G acts on the radial bearing portion, for example, in FIG. 3, the radial bearing 7 may be pulled out in the axial direction because it is press-fitted into the bearing case 10. Further, in order to avoid deformation of the bearing surface, the allowable limit of the bearing width L is 1 mm. Here, the bearing width L refers to the effective bearing width excluding the dimension of the chamfered portion at the end of the bearing surface that performs the bearing action.
[0048]
On the other hand, the spring constant K of the thrust bearingTWhen a thrust bearing 9 having a diameter of the rotating shaft 6 of 4 mm and a taper depth of several μm is used, KTSince a spring constant of about 150 kg / mm or more can be obtained, the amplitude of the rotary shaft 6 can be suppressed to an allowable value (0.5 μm) or less in combination with the effect of the rigidity of the radial bearing described above. In the bearing portion of the present invention, when the relationship of L / D is set to L / D <1, vibration in the translational mode of the shaft can be suppressed by one dynamic pressure radial bearing 7, so that Even if a pressure groove bearing is used, the same effect can be obtained. The bearing loss of the thrust bearing is equivalent to the bearing loss because the conventional shaft support mechanism also receives the thrust load at the end face of the radial bearing 7.
[0049]
Since the bearing portion of the present invention has the above-described bearing dimensions, the vibration of the rotating shaft 6 is suppressed, so that the same effect can be obtained as a dynamic pressure groove bearing. In the magnetic disk apparatus of the present embodiment, a magnetic fluid is used for lubrication, but the same effect can be obtained even if a commonly used lubricating oil is used.
[0050]
Further, the thrust bearing 9 receives the impact force in the plane with respect to the impact in the axial direction similarly to the radial bearing 7, so that the bearing performance is not impaired even if the impact of 1000G acts.
[0051]
Further, in the shaft support mechanism of the present invention, the relationship between the inner diameter D of the hydrodynamic radial bearing and the bearing width L is in the range of L / D = 0.2 to 0.5 from the above-described bearing dimensions, so that the spindle motor and the magnetic The disk unit was made thinner.
[0052]
FIG. 9 shows another embodiment of the present invention. In the embodiment of FIG. 3, since the outer peripheral surface of the permanent magnet 8 disposed in the bearing device is covered with the thrust bearing 9, Short-circuited. Accordingly, since the magnetic flux passing through the shaft 6 is reduced, in the embodiment of FIG. 9, the ring-shaped magnetic insulator 21 is arranged on the outer periphery of the permanent magnet 8 so that the magnetic flux of the permanent magnet 8 can flow effectively to the shaft 6 side. 1 shows the configuration of the bearing device. Since the ring-shaped magnetic insulator 21 provided on the outer periphery of the permanent magnet 8 can adjust the magnetic flux passing through the shaft 6 side by setting the thickness and the width in the axial direction, the magnetic attractive force acting on the shaft 6 can be adjusted. Can do.
[0053]
Another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 11 is a cross-sectional view of the spindle motor of the present invention, FIG. 12 is an explanatory view of bearing rigidity required in the conventional spindle, FIG. 13 is an explanatory view of bearing rigidity required in the spindle of the present invention, FIG. 15 is an explanatory diagram for explaining the reason why it is necessary to make the diameter of the thrust bearing larger than the width of the radial bearing.
[0054]
In FIG. 11, the housing 102 is fixed to the base 101. A thrust bearing 103, a spacer 104, and a radial bearing 106 are fixed to the housing 102. A stopper ring 15 (105 in FIG. 11 and subsequent figures, 123 in FIG. 16, the same applies hereinafter) is attached so as to be sandwiched between the spacer 104 and the radial bearing 106. A shaft 107 is supported by a radial bearing 106 and a thrust bearing 103 so as to be rotatable around its central axis. A hub 11 (FIGS. 11 and subsequent 108, the same applies below) is fixed to the shaft 107, and a magnetic disk 109 is clamped on the hub 108 (FIGS. 11 and subsequent 110, the same applies hereinafter) and a clamp screw 5 (FIGS. 11 and subsequent 111, The same shall apply hereinafter). The hub 108 has a cup shape, and a rotor magnet 12 (FIG. 11 and thereafter 112, the same applies hereinafter) is attached to the inside of the hub 108. A stator yoke 13 (FIGS. 11 and after 113, the same applies hereinafter) is attached to the base 101, and a coil 14 (FIGS. 11 and subsequent steps 114 and the same applies below) is wound around the stator yoke 113. By passing a predetermined current through the coil 114, torque is generated between the rotor magnet 112 and the coil 114, and the hub 108 is rotated with respect to the base 101. A preload magnet 115 is fixed to the thrust bearing 103. The material of the shaft 107 is martensitic stainless steel in consideration of rust prevention, wear resistance with the radial bearing 106 and the thrust bearing 103. Since martensitic stainless steel is attracted to the magnet at room temperature, an attractive force acts between the preloading magnet 115 and the shaft 107, and the shaft 107 is pressed against the thrust bearing 103.
[0055]
The inner surface of the radial bearing 106 can be a multi-arc bearing such as a three-arc bearing or a herringbone groove bearing. In this case, the side surface of the shaft 107 is a simple cylindrical surface. Conversely, a herringbone groove may be provided on the side surface of the shaft 107, and the inner surface of the radial bearing 106 may be a simple cylindrical surface. The same applies to the relationship between the thrust bearing 103 and the end face of the shaft 107. Lubricating oil is filled between the radial bearing 106 and the shaft 107 and between the thrust bearing 103 and the shaft 107. When the shaft 107 rotates, pressure is generated in the lubricating oil by the aforementioned multi-circular arc or herringbone to support the shaft 107. Due to the pressure generated in the lubricating oil as the shaft 107 rotates, the shaft 107 floats with a predetermined gap from the thrust bearing 103. The smaller the lift amount, the greater the pressure generated in the lubricating oil in the gap between the shaft 107 and the thrust bearing 103, and the smaller the lift amount, the smaller the pressure. As described above, the shaft 107 is pressed against the thrust bearing 103, and the amount of lift is determined from the integrated value of the pressure generated in the lubricating oil in the gap between the shaft 107 and the thrust bearing 103 and the condition of the balance of the pressing force described above. Is done.
[0056]
When the present invention is applied to an information recording / reproducing apparatus such as a magnetic disk apparatus, leakage of lubricating oil becomes a problem. The distance Δr between the housing 102 and the hub 108 is reduced to about 10 μm, and the leakage of the lubricating oil is prevented by the surface tension. Further, the preload magnet 115 is magnetized as shown in FIG. 11, the thrust bearing 103 and the spacer 104 are made of a ferromagnetic material such as ferritic or martensitic stainless steel, the preload magnet 115, the shaft 107, and the radial bearing. 106, the spacer 104, and the thrust bearing 103 constitute a magnetic circuit. Furthermore, by using the lubricating oil as a magnetic fluid, the lubricating oil can be held between the shaft 107 and the radial bearing 106 and between the shaft 107 and the thrust bearing 103.
[0057]
The radial bearing 106 and the thrust bearing 103 require a predetermined bearing rigidity. FIG. 12 shows the concept of the required bearing rigidity with respect to the conventional bearing, and the difference from the present invention is clarified. For example, in the configuration of a conventional bearing as disclosed in JP-A-6-223494, the shaft is supported by using two radial bearings against a force acting in the radial direction. In order to support the shaft against the centrifugal force acting on the shaft unbalance and the inertial force such as vibration applied from the outside, it is necessary to consider not only the balance of the force in the radial direction but also the balance of the moment. In FIG. 12, the two bearings that support the shaft are referred to as an upper bearing and a lower bearing, and the respective bearing rigidity is assumed to be k1 and k2. It is assumed that the shaft is displaced by x1 and x2 from the axial center when no external force is applied at the positions of the upper bearing and the lower bearing with respect to the external force F acting on the shaft. Here, to simplify the explanation, it is assumed that the absolute values of x1 and x2 are sufficiently smaller than y1 and y2 in FIG. From the balance of force and moment,
[0058]
[Expression 1]
Figure 0004215365
[0059]
[Expression 2]
Figure 0004215365
[0060]
It becomes. The absolute values of x1 and x2 usually need to be less than or equal to a predetermined value according to the specifications of the apparatus. To that end, (1) F is small, (2) k1 and k2 are large, (3) y2- It is necessary to increase y1 and (4) to decrease y1 and y2. When the bearing having the configuration shown in FIG. 12 is used in a thin magnetic disk device, it is particularly difficult to realize the above (2) and (3). When the device is made thinner, the bearing width must be reduced. For this reason, the bearing rigidity is inevitably reduced. Although it is possible in principle to increase the bearing rigidity by reducing the bearing gap, the bearing gap is 2 to 3 μm when used in a normal magnetic disk device, and the gap should be reduced in terms of machining accuracy. Has its limits. In order to reduce the thickness of the apparatus, it is necessary to reduce y2−y1, and x1 and x2 must be increased.
[0061]
FIG. 13 shows the concept of bearing rigidity in the present invention. 13 indicates the bearing rigidity of the radial bearing 106 in FIG. 11, and km in FIG. 13 indicates the moment rigidity of the thrust bearing 103 in FIG. Here, the moment stiffness is a moment for returning the axis of the shaft 107 to the normal direction of the surface of the thrust bearing 103 when the axis of the shaft 107 is inclined by an angle Δθ with respect to the normal of the surface of the thrust bearing 103. It is an amount defined by ΔM / Δθ with respect to ΔM. Even in the configuration of the present invention, in order to support the shaft against the centrifugal force acting on the shaft unbalance and the inertial force such as vibration applied from the outside, not only the balance of the force in the radial direction but also the balance of the moment. It is also necessary to consider. In the present invention, the moment balance is handled by the moment stiffness km of the thrust bearing 103, and the force balance is handled by the bearing stiffness kr of the radial bearing 106.
[0062]
Here, it is assumed that the upper and lower bearings in FIG. 12 and the radial bearing 106 in FIG. 11 are bearings of the same size, and k1 = k2 = kr in terms of bearing rigidity. Further, the magnitude of the external force F is the same in the system of FIG. 12 and the system of FIG. X in FIG.
[0063]
[Equation 3]
Figure 0004215365
[0064]
Given in. In the system of FIG. 12, when the center of the external force F is between two bearings, the absolute values of x1 and x2 are clearly smaller than the absolute value of x. However, in an actual 2.5 inch magnetic disk device, it is not easy to put the center of gravity of the rotating part and the center of unbalance between the two bearings. Furthermore, since the degree of freedom in device design is reduced as the device becomes thinner, it is actually difficult to place the center of the external force F between the two bearings in a thin magnetic disk device. Therefore, in a thin magnetic disk device, the absolute value of x can be smaller than x1 and x2. Further, in radial bearings, a predetermined bearing width is required in principle to obtain a predetermined rigidity, but there is no theoretical limitation on the axial rigidity in the moment rigidity of a thrust bearing. For this reason, the configuration of FIG. 13 is thinner than the conventional configuration shown in FIG.
[0065]
Furthermore, in order for the configuration of FIG. 13 to be realistic, consideration as shown in FIG. 14 is necessary. In the description of the configuration of FIG. 13, km is the moment stiffness of the thrust bearing. However, the moment rigidity is not only the thrust bearing 103 but actually the radial bearing 106. The reason why the radial bearing 106 and the thrust bearing 103 have moment rigidity is that the film thickness of the lubricating oil changes when the shaft is inclined as shown in FIG. In the upper diagram of FIG. 14, there is a gap between the shaft 107, the thrust bearing 103, and the radial bearing 106, and this gap is filled with lubricating oil. In the lower diagram of FIG. 14, when the shaft 107 is inclined by an angle θ (however, the absolute value of θ is sufficiently smaller than 1), only θ · L is provided in the gap between the shaft 107 at the upper and lower portions of the radial bearing 106. There is a difference. Since the pressure generated in the lubricating oil film generally increases as the oil film thickness decreases, as shown in FIG. 14, the pressure on the lower side of the bearing is higher than the pressure on the upper side of the bearing on the right side of the shaft, and the pressure on the upper side of the bearing on the left side. It becomes higher than the lower pressure. For this reason, a moment is generated to rotate the shaft 107 clockwise in FIG. This is the moment rigidity of the radial bearing 106. In the lower diagram of FIG. 14, when the shaft 107 is inclined by an angle θ (however, the absolute value of θ is sufficiently smaller than 1), there is a difference of θ · D between the right and left sides of the thrust bearing by θ · D. Can do. Since the pressure generated in the lubricating oil film generally increases as the oil film thickness decreases, the pressure generated on the left side of the thrust bearing 103 is higher than that on the right side of the shaft as shown in FIG. For this reason, a moment is generated to rotate the shaft 107 clockwise in FIG. This is the moment rigidity of the thrust bearing 103.
[0066]
When attempting to reduce the thickness of the device, the bearing width L of the radial bearing must be reduced. In this case, the difference in oil film thickness between the upper and lower sides of the radial bearing 106, θ · L, becomes smaller. The moment is obtained by integrating the oil film pressure by multiplying the length of the arm, but the length of the arm must be shortened, and the moment stiffness of the radial bearing 106 becomes very small.
[0067]
The idea of the present invention is to give up the balance of moments with a radial bearing and to use the moment rigidity of the thrust bearing 103. In order to make this possible, at least the moment stiffness of the thrust bearing 103 needs to be larger than the moment stiffness of the radial bearing. When thinking closely, the cause of the moment rigidity is a change in the oil film thickness caused by the inclination of the shaft, and in order to increase the bearing rigidity, it is necessary to increase the change in the oil film thickness for the same inclination angle. That is, the change in the oil film thickness in the thrust bearing 103, θ · D, needs to be larger than the change in the oil film thickness in the radial bearing 106, θ · L. From this, the condition of D> L is derived.
[0068]
For the induction of the condition of D> L, it is implicitly assumed that the bearing gap hr in the radial bearing 106 and the bearing gap ht in the thrust bearing are substantially the same. For example, under the condition of hr >> ht, in principle, it is possible to make the moment stiffness of the radial bearing 106 larger than the moment stiffness of the thrust bearing 103 even under the condition of D <L. However, considering the problem of the machining accuracy of the parts, it is actually difficult to construct a bearing with hr >> ht, and in order to make the moment stiffness of the radial bearing 106 larger than the moment stiffness of the thrust bearing 103, D> L is required. Specifically, hr is approximately 2 to 3 μm in a magnetic disk bearing. The normal angle of the upper surface 119 of the thrust bearing 103 with respect to the inner surface 118 of the radial bearing 106 is generally limited to 2 to 3 μm in normal machining accuracy, and the perpendicular angle of the end surface 117 with respect to the side surface 116 of the shaft 107 is the same. The bearing gap ht needs to be larger than the sum of the perpendicularity of the upper surface 119 of the thrust bearing 103 with respect to the inner surface 118 of the radial bearing 106 and the perpendicularity of the end surface 117 with respect to the side surface 116 of the shaft 107, and is typically about 5 μm. The above is necessary. Therefore, it is not realistic to construct a bearing that satisfies hr >> ht.
[0069]
When the radial bearing 106 and the thrust bearing 103 are groove bearings or multi-arc bearings such as three arcs, the conditions vary somewhat depending on the bearing design parameters, but the bearing clearance, hr, and ht have the most effect on the bearing characteristics. From the above discussion, it is actually difficult to make the moment stiffness of the radial bearing 106 higher than that of the thrust bearing 103 without the condition of D> L.
[0070]
In FIG. 14, the case where there is one radial bearing has been described. However, even in the case where there are two radial bearings, the same argument can be obtained by taking the bearing width L from the lower surface of the lower bearing to the upper surface of the upper bearing as shown in FIG. 15. Can do.
[0071]
Another example in the embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the present embodiment, the shape of the housing 102 attached to the base 101, the configuration inside the housing 102, and the shape of the shaft 107 are different from those in the example described with reference to FIGS. In FIG. 11, the housing 102 has a cylindrical shape, but in FIG. 16, it has a cup shape. In the structure of FIG. 11, there is a concern about leakage of the lubricating oil between the housing 102 and the thrust bearing 103, but in the structure of FIG. The housing 102 having the structure shown in FIG. 16 can be manufactured at low cost by plastic processing such as deep drawing.
[0072]
Further, in this embodiment, a bearing metal 121 which is a bearing member having two bearing functions is used. Here, a radial bearing is provided on the inner surface of the bearing metal 121 (corresponding to 9 in FIG. 3 and 103 in FIG. 11), and a thrust bearing is provided on the end surface, and the shaft 107 is supported by one component bearing metal 121. is doing. In FIG. 11, the shaft 107 is supported by two parts, a radial bearing 106 and a thrust bearing 103. In the example of FIG. 11, it is one problem to make the perpendicular angle of the thrust bearing 103 with respect to the central axis of the radial bearing 106, but in the example of FIG. 16, the radial bearing and the thrust bearing are one component. Since it is provided on a certain bearing metal 121, it is relatively easy to obtain a squareness.
[0073]
A stopper ring 123 is mounted on the bearing metal 121 so as to be sandwiched between the spacer 122 and the pressing plate 124.
[0074]
Since the shaft 107 is supported by the bearing metal 121, the shaft is stepped. The shaft 107 is made of a ferromagnetic material and is pressed against the bearing metal 121 by a preload magnet 115.
[0075]
In this embodiment as well, the diameter of the thrust bearing is smaller than the width of the radial bearing, as in the previous embodiment.
[0076]
Another embodiment will be described with reference to FIG. In this embodiment, as compared with FIG. 16, the configuration in the housing 102 and the way of applying the preload to the thrust bearing are different. A stopper ring 105 is installed inside the housing 102 so as to be sandwiched between the spacer 104 and the bearing metal 121. The structure of the bearing metal 121 is the same as in the case of FIG.
[0077]
Further, in this embodiment, the bearing metal 121 is provided with an iron piece 131 that is a ferromagnetic magnetic member for applying a preload in the axial direction of the thrust bearing. A magnetic force acting between the iron piece 131 and the rotor magnet 112 becomes a preload. Therefore, the iron piece 131 may be formed in a ring shape or a member obtained by dividing the iron piece 131.
[0078]
In this embodiment as well, the diameter of the thrust bearing is smaller than the width of the radial bearing, as in the previous embodiment.
[0079]
Another embodiment will be described with reference to FIG. This embodiment is different from the embodiment shown in FIG. 17 in that the shaft 107 and the hub 108 are integrated to form an integrated hub 141 made of one member. In the embodiment of FIG. 17, the parallelism between the surface 132 that contacts the thrust bearing of the bearing metal 121 of the shaft 107 and the surface 133 that supports the magnetic disk 109 of the hub 108 becomes a problem.
[0080]
On the other hand, in FIG. 18, since the shaft 107 and the hub 108 of FIG. 17 are an integrated hub 141, it is easy to obtain parallelism.
[0081]
In this embodiment as well, the diameter of the thrust bearing is smaller than the width of the radial bearing, as in the previous embodiment.
[0082]
【The invention's effect】
In the magnetic disk apparatus according to the present invention, the spindle motor for driving the magnetic disk supports the rotating shaft rotatably by a combination of one dynamic pressure radial bearing and dynamic pressure thrust bearing excellent in impact resistance. Of the vibration components due to the acting unbalance force, the bearing is configured to receive the translational mode vibration of the shaft with a radial bearing and the conical mode mode with a thrust bearing. Therefore, the spindle motor for driving the magnetic disk and the magnetic disk device Thinning can be achieved.
[0083]
Furthermore, the lubrication and sealing of the bearing device uses a magnetic fluid as the bearing lubricant, uses a magnetically permeable rotating shaft, a radial bearing and a thrust bearing, and places a permanent magnet between the radial bearing and the thrust bearing. The magnetic fluid is magnetized to hold the magnetic fluid on the bearing sliding surface. For this reason, reliable fluid lubrication and sealing performance can be maintained, recording density can be increased and spindle motor life can be extended by preventing contamination of the magnetic disk and maintaining precision rotation. Can be provided.
[0084]
In addition, since the permanent magnet is arranged in the bearing portion and the magnetic attraction force is applied between the rotating shaft and the thrust bearing to perform the axial positioning, the motor driven permanent magnet and the magnetic center of the armature stator are matched. Therefore, the noise of the magnetic disk device can be reduced. In addition, as described above, the magnetic disk device of the present invention can be used in any mounting posture, uses a hydrodynamic bearing with excellent impact resistance, and therefore has excellent portability, and a new configuration of a radial bearing and a thrust bearing. Thus, a thin notebook personal computer and other electronic devices can be provided.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a partial sectional view of a personal computer.
FIG. 2 is a perspective view of a magnetic disk device.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view showing the structure of a spindle motor for driving a magnetic disk according to the present invention.
FIG. 4 is a partial longitudinal sectional view showing the structure of a spindle motor for driving a magnetic disk according to the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing the shape of a dynamic pressure bearing used in the present invention.
FIG. 6 is a partial plan view of a dynamic pressure thrust bearing used in the present invention.
7 is a cross-sectional view taken along lines II and II-II of the thrust bearing shown in FIG.
FIG. 8 is an explanatory view showing a vibration system of the bearing portion of the present invention.
FIG. 9 is a partial longitudinal sectional view showing the structure of a spindle motor for driving a magnetic disk according to the present invention.
FIG. 10 is a plan view showing an embodiment of a spiral groove shape for generating dynamic pressure provided in the hub.
FIG. 11 is a longitudinal sectional view showing the structure of another magnetic disk driving spindle motor according to the present invention.
FIG. 12 is a diagram for explaining rigidity required for a conventional bearing.
FIG. 13 is a view for explaining the rigidity required for the bearing of the present invention.
FIG. 14 is an explanatory diagram of the operation principle of the present invention.
FIG. 15 is another explanatory diagram of the operation principle of the present invention.
FIG. 16 is a longitudinal sectional view showing the structure of another magnetic disk driving spindle motor according to the present invention.
FIG. 17 is a longitudinal sectional view showing the structure of another magnetic disk driving spindle motor according to the present invention.
FIG. 18 is a longitudinal sectional view showing the structure of another magnetic disk driving spindle motor according to the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Magnetic disk apparatus, 2 ... Housing | casing, 3 ... Magnetic disk, 6 ... Shaft, 7 ... Radial bearing, 8 ... Permanent magnet, 9 ... Thrust bearing, 10 ... Bearing case, 11 ... Hub, 17 ... Spiral groove, 19 DESCRIPTION OF SYMBOLS Magnetic fluid, 20 ... Oil groove, 102 ... Bearing case, 103 ... Thrust bearing, 104 ... Spacer, 106 ... Radial bearing, 107 ... Shaft, 108 ... Hub, 109 ... Magnetic disk.

Claims (21)

情報が記録、再生される磁気ディスクと、前記磁気ディスクを駆動するスピンドルモータを備えた磁気ディスク装置において、
前記スピンドルモータは、
一端が開放され他端が動圧を発生する軸受摺動面を備えた動圧スラスト軸受で閉じられた軸受ケースの同軸上に開放端側からリング状の板と間隔をおいて設けられた動圧ラジアル軸受と、
前記軸受ケースに潤滑油が封入され、前記軸受によって回転自在に支持された軸と、
前記スピンドルモータ及び軸受部を囲む前記軸に締結したカップ状の磁気ディスクを搭載したハブとを備え、
前記動圧スラスト軸受の外径Ｄと軸受幅Ｌが０．２≦Ｌ／Ｄ＜１の関係になるように構成した磁気ディスク装置。In a magnetic disk device comprising a magnetic disk on which information is recorded and reproduced and a spindle motor for driving the magnetic disk,
The spindle motor is
Dynamics provided on the same axis as the bearing case closed by a hydrodynamic thrust bearing with one end open and a bearing sliding surface where the other end generates dynamic pressure, spaced from the ring-shaped plate from the open end side. Pressure radial bearing,
Lubricating oil is enclosed in the bearing case, and a shaft rotatably supported by the bearing;
A hub on which a cup-shaped magnetic disk fastened to the shaft surrounding the spindle motor and the bearing portion is mounted;
A magnetic disk drive configured such that an outer diameter D and a bearing width L of the dynamic pressure thrust bearing have a relationship of 0.2 ≦ L / D <1. 情報が記録、再生される磁気ディスクと、前記磁気ディスクを駆動するスピンドルモータを備えた磁気ディスク装置において、
前記スピンドルモータは、
一端が開放され他端が動圧を発生する軸受摺動面を備えた動圧スラスト軸受で閉じられた軸受ケースに、同軸上に開放端側からリング状の板と間隔をおいて設けられた動圧ラジアル軸受と、
この動圧ラジアル軸受と前記スラスト軸受間に配置されたリング状の永久磁石と、
潤滑油に磁性流体を用いた軸受部によって回転自在に支持された軸と、
前記スピンドルモータ及び軸受部を囲む前記軸に締結したカップ状の磁気ディスクを搭載したハブとを備え、
前記動圧スラスト軸受の外径Ｄと軸受幅Ｌの関係が０．２≦Ｌ／Ｄ＜１である磁気ディスク装置。In a magnetic disk device comprising a magnetic disk on which information is recorded and reproduced and a spindle motor for driving the magnetic disk,
The spindle motor is
A bearing case closed by a hydrodynamic thrust bearing having a bearing sliding surface where one end is open and the other end generates dynamic pressure is provided coaxially with a ring-shaped plate spaced from the open end side. A hydrodynamic radial bearing,
A ring-shaped permanent magnet disposed between the dynamic pressure radial bearing and the thrust bearing;
A shaft rotatably supported by a bearing portion using magnetic fluid as lubricating oil;
A hub on which a cup-shaped magnetic disk fastened to the shaft surrounding the spindle motor and the bearing portion is mounted;
A magnetic disk drive in which a relationship between an outer diameter D and a bearing width L of the dynamic pressure thrust bearing is 0.2 ≦ L / D <1. 情報が記録、再生される磁気ディスクと、前記磁気ディスクを駆動するスピンドルモータを備えた磁気ディスク装置において、
前記スピンドルモータは、
一端が開放され他端が動圧を発生する軸受摺動面を備えた透磁性の動圧スラスト軸受で閉じられた非磁性の軸受ケースに同軸上に開放端側からリング状の板と間隔をおいて設けられた透磁性の動圧ラジアル軸受と、
この動圧ラジアル軸受と前記スラスト軸受間に配置されたリング状の永久磁石と、
前記軸受の潤滑油に磁性流体を用いた軸受部によって回転自在に支持された透磁性の軸と、
前記スピンドルモータ及び軸受部を囲む前記軸に締結したカップ状の磁気ディスクを搭載したハブとを備え、
前記動圧スラスト軸受の外径Ｄと軸受幅Ｌの関係が０．２≦Ｌ／Ｄ＜１とした磁気ディスク装置。In a magnetic disk device comprising a magnetic disk on which information is recorded and reproduced and a spindle motor for driving the magnetic disk,
The spindle motor is
A non-magnetic bearing case closed with a magnetically permeable dynamic pressure thrust bearing with one end open and the other end generating dynamic pressure is coaxially spaced from the ring-shaped plate from the open end side. A magnetically permeable dynamic pressure radial bearing provided in the
A ring-shaped permanent magnet disposed between the dynamic pressure radial bearing and the thrust bearing;
A magnetically permeable shaft rotatably supported by a bearing portion using a magnetic fluid in the lubricating oil of the bearing;
A hub on which a cup-shaped magnetic disk fastened to the shaft surrounding the spindle motor and the bearing portion is mounted;
A magnetic disk drive in which the relationship between the outer diameter D and the bearing width L of the dynamic pressure thrust bearing is 0.2 ≦ L / D <1. 情報が記録、再生される磁気ディスクと、前記磁気ディスクを駆動するスピンドルモータを備えた磁気ディスク装置において、
前記スピンドルモータは、
一端が開放され他端が動圧を発生する軸受摺動面を有する動圧スラスト軸受で閉じられた軸受ケースの同軸上に設けられた動圧ラジアル軸受と、
前記軸受ケースに潤滑油が封入され、前記軸受によって回転自在に支持された回転軸と、
前記スピンドルモータ及び軸受部を囲む前記軸に締結したカップ状の磁気ディスクを搭載したハブとを備え、
前記動圧スラスト軸受外径Ｄと前記動圧ラジアル軸受の軸受幅Ｌが、０．２≦Ｌ／Ｄ＜１である磁気ディスク装置。In a magnetic disk device comprising a magnetic disk on which information is recorded and reproduced and a spindle motor for driving the magnetic disk,
The spindle motor is
A hydrodynamic radial bearing provided coaxially with a bearing case closed by a hydrodynamic thrust bearing having a bearing sliding surface in which one end is open and the other end generates dynamic pressure;
A rotating shaft in which lubricating oil is sealed in the bearing case and is rotatably supported by the bearing;
A hub on which a cup-shaped magnetic disk fastened to the shaft surrounding the spindle motor and the bearing portion is mounted;
A magnetic disk drive in which an outer diameter D of the hydrodynamic thrust bearing and a bearing width L of the hydrodynamic radial bearing are 0.2 ≦ L / D <1. 請求項４記載の磁気ディスク装置であって、
更に前記回転軸は、らせん溝を有するハブを介在して、前記軸受ケースに支持されており、前記軸受ケース内に潤滑油が封入されている磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 4,
Furthermore, the rotating shaft is supported by the bearing case via a hub having a spiral groove, and a lubricating oil is sealed in the bearing case. 請求項５記載の磁気ディスク装置であって、
更に前記ハブと、前記軸受ケースとの間に、リング状の板を有する磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 5,
Furthermore, a magnetic disk device having a ring-shaped plate between the hub and the bearing case. 請求項４記載の磁気ディスク装置であって、
前記Ｌ／Ｄが０．５以下となる磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 4,
A magnetic disk drive in which the L / D is 0.5 or less . 請求項５記載の磁気ディスク装置であって、
前記潤滑油は、磁性流体である磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 5,
The magnetic disk device, wherein the lubricating oil is a magnetic fluid. 請求項４記載の磁気ディスク装置であって、
更に前記軸受ケースに、前記回転軸に対しその軸方向に力を及ぼす永久磁石を配置している磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 4,
Further, a magnetic disk device in which a permanent magnet that exerts a force in the axial direction on the rotating shaft is arranged in the bearing case. 請求項４記載の磁気ディスク装置であって、
前記軸受ケースが非磁性の部材からなる磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 4,
A magnetic disk drive in which the bearing case is made of a nonmagnetic member. 請求項４記載の磁気ディスク装置であって、
前記軸受摺動面とこれに当接する前記回転軸は、これらが囲む空間を有する磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 4,
The magnetic disk device, wherein the bearing sliding surface and the rotating shaft in contact therewith have a space surrounded by them. 請求項６記載の磁気ディスク装置であって、
前記リング状の板は永久磁石である磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 6,
A magnetic disk drive in which the ring-shaped plate is a permanent magnet. 請求項５記載の磁気ディスク装置であって、
更に、前記動圧ラジアル軸受は油溝を有する磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 5,
Further, the dynamic pressure radial bearing has an oil groove. 請求項１３記載の磁気ディスク装置であって、
更に、前記軸受摺動面にテーパランドを有する磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 13,
Further, a magnetic disk apparatus having a taper land on the bearing sliding surface. 情報が記録、再生される磁気ディスクと、前記磁気ディスクを駆動するスピンドルモータを備えた磁気ディスク装置であって、
前記スピンドルモータは、
一端が開放され他端が閉じられた軸受ケースに配置され、
動圧ラジアル軸受及び動圧を発生する軸受摺動面を備えた動圧スラスト軸受により前記軸受ケースに対して回転可能に支持された前記磁気ディスクを支持する回転軸を備え、
前記動圧スラスト軸受の外径Ｄと前記動圧ラジアル軸受の軸受幅Ｌが、０．２≦Ｌ／Ｄ＜１である磁気ディスク装置。A magnetic disk device comprising a magnetic disk on which information is recorded and reproduced, and a spindle motor for driving the magnetic disk,
The spindle motor is
Placed in a bearing case with one open end and the other closed
A rotary shaft for supporting the magnetic disk rotatably supported with respect to the bearing case by a dynamic pressure radial bearing and a dynamic pressure thrust bearing having a bearing sliding surface for generating dynamic pressure;
A magnetic disk drive in which an outer diameter D of the dynamic pressure thrust bearing and a bearing width L of the dynamic pressure radial bearing are 0.2 ≦ L / D <1. 請求項１５記載の磁気ディスク装置であって、
前記軸受ケースは、一の部材から成る磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 15, wherein
The bearing case is a magnetic disk device comprising one member. 請求項１６記載の磁気ディスク装置であって、
更に前記ハブと、前記軸受ケースとの間に、リング状の板を有する磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 16, wherein
Furthermore, a magnetic disk device having a ring-shaped plate between the hub and the bearing case. 請求項１７記載の磁気ディスク装置であって、
更に前記軸受ケースに、前記回転軸に対しその軸方向に力を及ぼす永久磁石を配置している磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 17, wherein
Further, a magnetic disk device in which a permanent magnet that exerts a force in the axial direction on the rotating shaft is arranged in the bearing case. 磁気ディスク装置であって、
磁気ディスク、および前記磁気ディスクを回転可能に支持する回転軸とを有し、
前記回転軸は、一端が開放され他端が軸受部材を有する軸受ケースに配置され、
前記回転軸は、前記軸受部材はその内面に動圧ラジアル軸受を備え、その端面に動圧を発生する軸受摺動面を備えた動圧スラスト軸受により前記軸受ケースに対して回転可能に支持され、
前記動圧スラスト軸受の外径Ｄと前記動圧ラジアル軸受の軸受幅Ｌが、０．２≦Ｌ／Ｄ＜１である磁気ディスク装置。A magnetic disk drive,
A magnetic disk, and a rotating shaft that rotatably supports the magnetic disk,
The rotating shaft is disposed in a bearing case having one end opened and the other end having a bearing member,
The rotary shaft is supported rotatably with respect to the bearing case by a dynamic pressure thrust bearing having a bearing pressure bearing on the inner surface of the bearing member and a bearing sliding surface for generating dynamic pressure on an end surface of the bearing member. ,
A magnetic disk drive in which an outer diameter D of the dynamic pressure thrust bearing and a bearing width L of the dynamic pressure radial bearing are 0.2 ≦ L / D <1. 請求項１９記載の磁気ディスク装置であって、
更に前記回転軸は、ロータ磁石を有するハブを介在して、前記磁気ディスクを支持しており、前記回転軸の軸方向に与圧をあたえる位置に、前記ロータ磁石と対向して設けられた磁性部材を有する磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 19, wherein
Further, the rotating shaft supports the magnetic disk via a hub having a rotor magnet, and is provided at a position where pressure is applied in the axial direction of the rotating shaft so as to face the rotor magnet. A magnetic disk device having a member. 請求項２０記載の磁気ディスク装置であって、
前記回転軸と前記ハブとが一の部材から成る磁気ディスク装置。The magnetic disk device according to claim 20, wherein
A magnetic disk drive in which the rotating shaft and the hub are formed of a single member.
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